2.1.3 Определение допускаемых изгибных напряжений

Допускаемые напряжения изгиба определяются для шестерни [_F]₁ и колеса [_F]₂ по формуле:

, (2.11)

где _F0 – предел изгибной выносливости (_F01 = 514 МПа, _F02 = 447 МПа);

S_F – коэффициент безопасности (S_F1 = S_F2 = 1.7);

Y_А – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. В нашем случае, Y_А = 1;

Y_R – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной кривой. Y_R = 1 при шероховатости R_Z  40 мкм.

Y_N – коэффициент, учитывающий срок службы передачи и переменность режима нагружения, рассчитываемый по формуле:

(1  Y_N < 2,5), (2.12)

где N_F0 – базовое число циклов (для сталей N_F0 = 410⁶); N_FE – эквивалентное число циклов: N_FE = N_HE (п. 2.2)

Принимаем Y_N1 = Y_N2 = 1 из условия 1  Y_N < 2,5, поскольку N_F0 < N_FE;

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни [_F]₁ и колеса [_F]₂:

(2.13)

(2.14)

2.1.4 Геометрический расчет

Межосевое расстояние определяется по формуле [2, 26]:

(мм) (2.15)

где К_нв = 1.04 - коэффициент концентрации напряжений [2, 27],

[σ_H] = 515 МПа - допускаемое контактное напряжение (п. 2.2.2),

Ψ_bа = 0.315 [1, 17]

E_пр = E = 2.1·10⁵ МПа для стали.

Принимаем a_w = 200 мм.

Определим модуль передачи:

m = (0.01…0.02)·a_W = (0.01…0.02)·200 = 2…4 (2.16)

Принимаем m = 3 [1, 21].

Определение числа зубьев:

z_Σ = 2a_w/m = 2·200/3 = 133 (2.17)

Определим числа зубьев шестерни и зубчатого колеса:

z₁ =z_Σ/(u+1) = 133/(4.06 + 1) = 26.3, (2.18)

принимаем z₁ = 26, тогда:

z₂ = z_Σ - z₁ = 133 - 26 = 107 (2.19)

Фактическое передаточное число U_Ф:

U_Ф = z₂/z₁ = 107/26 = 4.12 (2.20)

Делительные диаметры [1,31]:

(2.21)

d₁ = 3∙26 = 78 (мм) (2.22)

d₂ = 3∙107 = 321 (мм) (2.23)

Диаметр окружности вершин:

d_A1 = d₁ + 2m = 78 + 2∙3 = 84 (мм) (2.24)

d_A2 = d₂ + 2m = 321 + 2∙3 = 327 (мм) (2.25)

Диаметр окружности впадин:

d_f1 = d₁ – 2.5m = 78 – 2.5∙3 = 70.5 (мм) (2.26)

d_f2 = d₂ – 2.5m = 321 – 2.5∙3 = 313.5 (мм) (2.27)

Ширина зубчатого венца, не менее:

b_w = _ba∙a_w = 0.4∙200 = 80 (мм), (2.28)

примем ширину зубчатого колеса:

b₂ = 100 (мм), (2.29)

Ширина шестерни:

b₁= b₂ + (2..5) = 100 + (2…5) = 102…105 (мм) (2.30)

2.1.5 Проверка зубьев на выносливость по контактным

напряжениям

При расчёте на выносливость зубьев колёс по контактным напряжениям проверяют выполнение условия :

где = 259∙10³ - крутящий момент на шестерне, Н×мм;

- коэффициент расчётной нагрузки, ;

- коэффициент концентрации нагрузки (п.2.1);

- угол зацепления, = 20°;

- коэффициент динамической нагрузки, находят по [2,34] с понижением на одну степень точности против фактической, назначенной по окружной скорости [2,33]:

(м/с), (2.32)

принимаем 8 степень точности зубчатой передачи. Тогда , получаем:

(2.33)

Условие выполняется (497 МПа < 515 МПа).