3.3.Определение допускаемых напряжений изгиба [σ]f, н/мм2

а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни

К_FL1=K_FL2=

где N_F0=410⁶ – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости; N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы(наработка)

Т.к. N₁>N_F0 и N₂> N_F0, то К_FL1= K_FL2=1

б) Определяем допускаемое напряжение изгиба [σ]_F01 и [σ]_F02 соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_F0:

для шестерни [σ]_F01=1,03 НВ=1,03285,5=294,065 Н/мм²

для колеса [σ]_F02=1,03 НВ_2ср=1,03248,5=255,955 Н/мм²

в) определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [σ]_F1 и колеса [σ]_F2:

для шестерни [σ]_F1= К_FL1[σ]_F01=1294,065=294,065 Н/мм²

для колеса [σ]_F2= K_FL2[σ]_F02=1255,955=255,955 Н/мм²

цилиндрическая зубчатая передача рассчитывается по меньшему значению [σ]_F и из полученных для шестерни []_F1и колеса [σ]_F2, т.е. по менее прочным зубьям

[σ]_F=[σ]_F2=255,955Н/мм².

Элемент передачи	Марка стали	Dпред, мм	Термо – обработка	НВ	в	-1	[σ]Н	[σ]F
		Sпред, мм		НВ2ср	Н/мм2
Шестерня	40Х	125	Улучшение	285,5	900	410	580,9	294,1
		80
Колесо	40Х	200	Улучшение	248,5	790	375	514,3	255,96
		125

4.Расчет зубчатых передач редукторов. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

4.1.Определяем главный параметр – межосевое расстояние aw, мм.

,

а) K_a – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач K_a=43;

б) - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 – для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах;

в) u – передаточное число редуктора или открытой передачи, u=4,0;

г) Т₂ – вращающий момент на тихоходном валу при расчете редуктора, Нм;

д) []_н – допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом;

е) К_н - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев

К_н=1.

мм

По ГОСТу 6636-69 «Нормальные линейные размеры» принимаем a_w=140мм.

4.2. Определяем модуль зацепления m, мм:

,

где

а) К_m – вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К_m=5,8;

б) - делительный диаметр колеса, мм;

в) - ширина венца колеса, мм;

г) [σ]_F – допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм²;

мм

Принимаем стандартное значение m = 1,5 мм.

мм

мм

4.3. Определяем угол наклона зубьев :

=

4.4. Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем

4.5. Уточняем действительную величину угла наклона зубьев:

4.6. Определяем число зубьев шестерни:

Принимаем

4.7. Определяем число зубьев колеса:

4.8. Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение u от заданного u:

u = 0,75 %

4.9. Определяем фактическое межосевое расстояние:

4.10. Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

Параметр		Шестерня	Колесо
Диаметр	Делитель - ный
	Вершин зубьев
	Впадин зубьев
Ширина венца