2.5. Проверочный расчет на прочность зубьев

при действии максимальной нагрузки.

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактные напряжения не должно превышать допускаемое напряжение :

,

Допускаемое напряжение , МПа, принимаем при улучшении [1, стр.26]:

;

;

.

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое , МПа:

;

Допускаемое напряжение, МПа:

,

- длительный предел выносливости при изгибе,

;

;

=1;

=1;

- коэффициент размеров,

, ;

- коэффициент запаса прочности, принимаем 1,75 [1, стр.26].

;

;

;

.

3.Расчёт второй ступени

3.1. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба.

а) Допускаемые контактные напряжения [1,стр.13]:

-для шестерни:

где: - предел контактной выносливости [1,тбл.2.2,стр.13];

- коэффициент долговечности;

- коэффициент учитывающий влияние шероховатости; [1,стр.14]

- коэффициент учитывающий влияние окружной скорости;

- коэффициент запаса прочности,

э,

при условии ,

здесь - базовое число циклов напряжений;

- эквивалентное число циклов перемен контактных напряжений;

;

где

с - число зацеплений с шестерней, с=1,

n₂- частота вращения шестерни, n₂=260 об/мин,

L_h – срок службы, L_h=7100 ч,

T_H= момент на шестерне по контактной прочности,

,

,

, [1,стр.14],

, т.к. [1,стр.14] ;

[1,стр.13];

.

- для колеса:

,

,

,

,

, [1,стр.14]

, т.к. [1,стр.14] ;

[1,стр.13];

;

.

б) Допускаемые напряжения изгиба [1,стр.15]:

- для шестерни:

где

- предел выносливости;

- коэффициент долговечности;

Y_A – коэффициент, учитывающий двухстороннее приложение нагрузки,

Y_R – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;

Y_δ - градиент напряжений;

Y_x1 - коэффициент размеров;

- коэффициент запаса прочности.

Предел выносливости вычисляем по следующей формуле:

;

Коэффициент долговечности учитывает влияние ресурса:

, при условии

где и - для улучшенных зубчатых колес; - число

циклов,

- эквивалентное число циклов нагружений,

где

с - число зацеплений с шестерней, с=1,

n₂- частота вращения шестерни, n₂=260 об/мин,

L_h – срок службы, L_h=7100 ч,

T_H= момент на шестерне по контактной прочности,

,

, т.к. зубья шлифованные [1,стр.15];

Y_A=0,65, [1,стр.15]

[1,стр.15];

Градиент напряжений вычисляем по формуле:

;

Коэффициент размеров вычисляем по формуле:

.

-для колеса:

, при условии

где и - для улучшенных зубчатых колес;

Коэффициент размеров вычисляем по формуле:

3.2. Проектировочный расчет цилиндрической зубчатой передачи.

Межосевое расстояние:

,

где К_а = 430 – косозубых колес, ; - в МПа.

- коэффициент ширины принимаем из ряда стандартных чисел: 0,1; 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63 в зависимости от положения колес относительно опор. При симметричном расположении 0,315…0,5.

принимаем 0,315[1,стр.18].

;

Округляем до ближайшего стандартного значения =225 мм.

Модуль передачи.

мм,

из полученного диапазона модулей принимают меньшее значение m, согласуя его со стандартным: мм.

Суммарное число зубьев и угол наклона.

Предварительно принимаем угол наклона зубьев =9°;

Суммарное число зубьев рассчитываем по формуле:

.

Число зубьев шестерни и колеса.

Число зубьев шестерни рассчитываем по формуле:

;

Число зубьев колеса рассчитываем по формуле:

; .

Диаметры колес.

Уточняем угол наклона :

, ;

Делительные диаметры d:

Шестерни …………………………… мм;

Колеса внешнего зацепления ……. мм;

Диаметры , окружностей вершин и впадин зубьев и ширина зубчатого венца b колес внешнего зацепления:

;

;

мм;

мм;

мм;

мм;

мм;

Окружную скорость рассчитываем по формуле:

.

Степень точности передачи 8-В.

Силы, действующие в зацеплении.

Окружная сила рассчитывается по формуле:

;

радиальная сила рассчитывается по формуле:

, (для стандартного угла ),

;

осевая сила рассчитывается по формуле: