4.2. Допускаемые напряжения при расчете зубьев на контактную прочность.

Материал зубчатых колес - сталь 40х, термообработка - улучшение. Примем предварительно, что диаметр заготовки шестерни - до 125 мм, а колеса - более 200 мм. По табл. 4.5 твердость зубьев колеса НВк =235...262,

шестерни НВш=269...302.; к=790 МПа, σвш = 900 МПа

Средневероятные значения твердостей:

=248.

По табл 4.6 лимитирующие пределы выносливости для шестерни

Коэффициент по контактной выносливости

где

N-число циклов нагружения зубьев колеса; N=

рис 4.6 для

циклов.

При лимитирующей будет прочность зубьев колеса.

Допускаемое контактное напряжение.

= =

4.3 Допускаемое напряжение при расчете зубьев на изгиб.

Так как , то лимитирующей будет прочность зубьев колеса:

= =255 Мпа,

Где

по табл. 4.6

-коэффициент безопасности;

Таким образом, =514 МПа; [δ_F]=255Мпа.

4.4 Расчетные моменты на колесе

4.4.1 Коэффициенты долговечности

По п.4.2.

Где -коэффициент эквивалентности нагрузки;

При практически постоянной нагрузке

База напряжений для стали поэтому

4.4.2. Коэффициент нагрузки при расчете на контактную прочность

При проектном расчете ориентировочная окружная скорость в зацеплении

При рекомендуется принимать 9-ю степень точности изготовления зубьев.

Коэффициент распределения нагрузки по длине зуба по графику на

рис 4.7 при и равен 1,11.

Коэффициент концентрации нагрузки при постоянном режиме нагружения и равен 1,05.

Коэффициент динамичности по табл. 4.11 равен 1,01.

.

4.4.3. Коэффициент нагрузки при расчете зубьев на изгиб

Для 9-й степени точности . При постоянном режиме нагружения

по табл.4.12

4.4.4. Расчетные моменты.

4.5. Определение основных параметров передачи

4.5.1. Межосевое расстояние

Примем значение из ряда чисел, оканчивающихся на 0 и 5:

4.5.2. Модуль зацепления, числа и угол наклона зубьев колес.

Задаемся нормальным модулем зацепления:

Примем стандартное значение.Ранее угол наклона зубьевβ принят

принят равным 10⁰;

Найдем ближайшее число

Число зубьев колес:

Примем ближайшее целое число

Фактическое передаточное число

Уточним значения β:

Ширина зубчатых колес

Принимаем по ряду нормальных размеров

Основные геометрические параметры передачи:

,

4.6 Фактические контактные напряжения в зацеплении

Фактическая окружная скорость

Оставим величины К_Н и Т_РН без изменений, т.к.

Перегруз по контактным напряжениям

, что меньше

* при перегрузке (

Следовательно увеличим а₂ с 95 до 140, а b_k с 38 до 70 мм

4.7. Фактическое напряжение изгиба

Что меньше

Таким образом, спроектированная передача обладает достаточной контактной и изгибной прочностью зубьев.

4.8 Основные диаметры зубчатых колес (рис. 6)

Делительные диаметры

Проверка :

25,98+164,02=190=2а₂

Диаметры вершин и впадин зубьев:

4.9 Усилия на зубчатом зацеплении (рис. 7)

рис 7.

Окружные усилия

Радиальные усилия

(∝-угол зацепления; ∝=20⁰)

Осевые усилия

5. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

5.1 Исходные данные.

Крутящий момент на ведущей звездочке ; частота вращения звездочки

Требуемое передаточное числоПримем цепь роликовую нормальной серии типа ПР, для которой скорость цепи не должна превышать 8 м/с.

Расположение передачи - вертикальное; компенсировать удлинение цепи из-за изнашивания перемещением звездочек нельзя, поэтому осуществим натяжение цепи дополнительной звездочкой, установив ее на ведомую (малонагруженную) ветвь. Смазывания цепи примем периодическое пластичной графитной смазкой. Конструктивно примем диаметр ведомой звездочки близким к диаметру барабана D_Б = 450мм.