5. Модуль передачи по формулам:

где – для косозубых передач.

Y_FS– коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений

здесь x= 0 – коэффициент смещения режущего инструмента от начальной окружности;

– эквивалентное число зубьев

.

Из стандартного ряда принимаем m_n= 2 мм.

6. Суммарное число зубьев и угол наклона

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес по формуле:

Суммарное число зубьев по формуле:

Число зубьев шестерни .

Число зубьев колеса

Действительное значение угла наклона зуба по формуле:

Фактическое передаточное число

Отклонение

7. Геометрические размеры колес:

делительные диаметры

мм;

мм.

проверка

.

диаметры окружностей вершин зубьев

мм;

мм.

диаметры окружностей впадин зубьев

мм;

мм.

ширина колес

мм;

мм.

8. Силы в зацеплении:

окружная

Н;

радиальная

Н;

осевая

Н.

9. Проверка зубьев колес на выносливость по контактным напряжениям по формуле:

где = 8400 - для косозубых передач, МПа;

Т_1H=Т₂- при расчёте методом эквивалентных циклов;

10. Проверка зубьев колес на выносливость по напряжениям изгиба

где - расчётное окружное усилие при расчёте методом эквивалентных циклов;

Y_FS– коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений

здесь x= 0 - коэффициент смещения режущего инструмента от начальной окружности;

- эквивалентное число зубьев

.

Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба по формуле:

где – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

= 1,1 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацепление до зоны резонанса (таблица 6).

Коэффициент, учитывающий наклон зуба по формуле:

Коэффициент , учитывающий перекрытие зубьев косозубой передачи

где - коэффициент торцевого перекрытия

.

Тогда напряжения изгиба в зубьях колеса

Напряжения изгиба в зубьях шестерни

Условия прочности выполняются.

Таблица 6

Степень точности по ГОСТ 1643-81	Твёрдость поверхности зубьев колеса	Значение при v, м/с
		1	3	5	8	10
6	> 350 HB
	< 350 HB
7	> 350 HB
	< 350 HB
8	> 350 HB
	< 350 HB
9	> 350 HB
	< 350 HB

Примечание. В числителе приведены значения для прямозубых передач,

а в знаменателе приведены для косозубых колёс.

 

11. Проверочный расчёт на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

Расчёт производится для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя и поломки зубьев при действии случайного пикового момента Т_пик.

Величина максимального контактного напряжения определяется по формуле:

где К_AS = 2 - коэффициент внешней динамической максимальной нагрузки;

= 426,21 МПа - контактное напряжение при действииТ_Hрасчётного момента.

Допускаемое максимальное напряжение принимают при улучшении

.

Значение максимального напряжения изгиба определяется по формуле:

здесь = 252,17 МПа - максимальная величина напряжения изгиба для каждого колеса при расчёте на изгибную выносливость.

Допускаемое максимальное напряжение зубьев колёс по формуле:

здесь = 500 МПа - предел выносливости при изгибе;

Y_Nmax= 4 - максимальное возможное значение коэффициента долговечности при изгибе;

К_st= 1,2 - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки;

S_st= 2 - коэффициент запаса прочности.

Условия прочности выполняются.

 

Расчет быстроходной ступени

Расчет ведется методом эквивалентных циклов

1. Выбор материалов.Для шестерни выбираем сталь 40ХН, термообработка – закалка, твердостьHRC48…53, предел прочности=1600 МПа, предел текучести=1400 МПа.

Для колеса – сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость HВ 269…302, предел прочности=900 МПа, предел текучести=750 МПа.

Предел контактной выносливости выбираем из таблицы 2:

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу контактной выносливости

Ресурс передачи по формуле: