2. Допускаемые контактные напряжения по формуле:

Коэффициент долговечности по формуле:

где

Тогда допускаемые контактные напряжения

где S_Н= 1,1;Z_R=1;Z_V= 1,14;Z_X= 1 (см. главу 7).

Среднее допускаемое напряжение по формуле:

.

Условие выполняется.

3. Допускаемые напряжения изгиба по формуле:

Коэффициент долговечности по формуле:

здесь

q_F1 - показатель кривой усталости правой ветви (при)

где k= 2,0…2,2 – для улучшенных колес.

- предел выносливости при изгибе из таблицы 3;

- максимальное значение напряжения изгиба зубчатых колес при кратковременных перегрузках.

где

Т.к. определяем показательq_F1

.

где k= 2,0…2,2 – для улучшенных колес.

- предел выносливости при изгибе из таблицы 3;

- максимальное значение напряжения изгиба зубчатых колес при кратковременных перегрузках.

Тогда допускаемые напряжения будут

где S_F= 1,7;Y_R= 1,2;= 1;= 1 (см. главу 7).

4. Предварительное межосевое расстояние по формуле:

где Т_3H– вращающий момент на шестернеНм;

К= 10;

Из стандартного ряда принимаем = 125 мм.

Предварительная ширина венца

Предварительный делительный диаметр

Коэффициент ширины по диаметру

Окружная скорость зубчатых колес по формуле:

По найденной окружной скорости назначаем 9-ю степень точности зубчатой передачи (табл. 4).

Коэффициент нагрузки по формуле:

где К_А= 1,25 (см. главу 2);

=1,06 (по табл. 5);

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий по формуле:

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчёте на контактную прочность

здесь

5. Уточненное значение межосевого расстояния по формуле:

где К_а= 410 – для косозубых передач;

= 0,4;

Нм;

=494,3 МПа.

Из стандартного ряда принимаем = 140 мм.

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

где = 8400 МПа - для косозубых передач;

Нм - при расчёте методом эквивалентных моментов.

Дальнейший расчет ведется аналогично методу эквивалентных циклов.

 

3. Расчет открытой зубчатой передачи

1. Выбор материалов.Так как передача открытая и размеры ее не ограничены, принимаем для шестерни сталь 45 улучшенную до средней твердости 240НВ предел прочности=750 МПа, предел текучести=450 МПа при диаметре заготовки до 100 мм.

Для колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, твердость 186HВ, предел прочности=660 МПа, предел текучести=300 МПа при диаметре заготовки до 350 мм.

Ресурс передачи по формуле:

2. Допускаемые напряжения изгиба по формуле

Коэффициент долговечности по формуле:

здесь при=0,1 - для среднего равновероятного режима (режим II).

q_F1 - показатель кривой усталости правой ветви (при)

,

где k = 2,0…2,1 – для улучшенных колес.

т.к. .

.

Предел выносливости при изгибе из таблицы 3:

МПа;

МПа.

Тогда допускаемые напряжения будут

где S_F= 1,7;Y_R= 1,2;Y_х= 1;Y_б= 1 (см. главу 7).

3. Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений

Y_FS1 = 4,07 иY_FS2 = 3,61 приz₁= 20 иz₂= 80

4. Расчетные коэффициенты: коэффициент ширины венца

при

5. Модуль зацепления

где К_М= 14 - для прямозубых передач;

К_М=11,2 – для косозубых передач.

Т_2F=T₄= 800Hм

Принимаем стандартное значение m= 4 мм

6. Геометрические размеры цилиндрической прямозубой пары

Для шестерни: коэффициент смещения х₁= 0,3;у= 0;

мм;

мм;

мм.

Для колеса: коэффициент смещения х₂= -0,3;у= 0;

мм;

мм;

мм.

Ширина венца колеса мм.

Ширина венца шестерни b₁= b₂+4 = 54 мм.

7. Окружная скорость зубчатых колес по формуле

По найденной окружной скорости назначаем 9-ю степень точности зубчатой передачи (таблица 4).

8. Силы в зацеплении

окружная

Н;

радиальная

Н;

9. Проверка зубьев колес на выносливость по напряжениям изгиба

где - расчётное окружное усилие при расчёте методом эквивалентных циклов;

10. 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;

= 1,14 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацепление до зоны резонанса (таблица 6).

Тогда напряжения изгиба в зубьях колеса

Напряжения изгиба в зубьях шестерни

Условия прочности выполняются.

11. Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

Значение максимального напряжения изгиба определяется по формуле

,

здесь = 247 МПа - максимальная величина напряжения изгиба для каждого колеса при расчёте на изгибную выносливость.

Допускаемое максимальное напряжение зубьев колёс по формуле:

здесь = 420 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.