3.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба [σ]f, н/мм2

а) Рассчитываем коэффициента долговечности. K_FL.

Наработка за весь срок службы: для шестерни N₁=405*10⁶ циклов, для колеса

N₂ = 101,3*10³ Циклов.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, N_FO­= 4*10⁶для обеих колёс.

Так как N₁ N_FO1и N₂ N_FO2, то коэффициент долговечности K_FL1=1 и K_FL2=1.

б) Определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_FO(по табл. 3.1):

- для шестерни [σ]_FO1 = 1,03 НВ_1ср = 294 Н/мм²;

- для колеса [σ]_FO2= 1,03 НВ_1ср = 256 Н/мм².

в) Определяем допускаемое напряжение изгиба:

- для шестерни [σ]_F1 = К_FL1[σ]_FO1 ==294 Н/мм²;

- для колеса [σ]_F2 = К_FL2[σ]_FO2 = 256 Н/мм2.

Данные расчётов заносим в таблицу 6

Таблица 6 – Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термообработка	­НВ1ср	[σ]H	[σ]F
		Sпред		НВ2ср	Н/мм2
Шестерня	40Х	125	У	285,5	580	294
Колесо	40Х	125	У	248,5	514,3	256

4 Расчёт зубчатой цилиндрической передачи редуктора

4.1 Проектный расчет

4.1.1Определяем главный параметр - межосевое расстояние a_ω, мм:

a_ω = K_a (u + 1) ,

где K_a – вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач K_a = 43;

ψ_a = b₂/a_ω - коэффициент ширины венца, ψ_a = 0,28…0,36 – для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах;

u-передаточное число редуктора;

Т₂- вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н·м;

[σ]_H - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом,т.е. [σ]_H1Н/мм²;

К_Hβ-коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьевК_Hβ= 1.

Принимаем a_ω = 115 мм

4.1.2Определяем модуль зацепления m, мм:

m ≥ = 1,37 мм.

где К_m-вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К_m= 5,8;

d₂-делительный диаметр колеса, мм:

d₂= =184мм;

b₂-ширина венца колеса, мм:

b₂= ψ_aa_ω= 36,8 мм;

[σ]_F – допускаемое напряжение изгиба материал колеса с менее прочным зубом, т.е. [σ]_F2, Н/мм²;

Полученное значение модуля m округляем в большую сторону до стандартного m =1,5 .

4.1.3Определяем угол наклона зубьев β_min(для косозубых передач):

β_min = arcsin = 0,14266

β_min = 8º

Т. к. передача косозубая принимаем угол β =8 º.

4.1.4Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

z_Σ = z₁ + z₂ = = 151.8

Округляем полученное значение до z_Σ =151(до ближайшего меньшего числа).

4.1.5 Уточняем действующую величину угла наклона зубьев:

β = arccos = 10°

4.1.6Определяем число зубьев шестерни:

z₁= = 30,2

Принимаем z₁=30

4.1.7Определяем число зубьев колеса:

z₂ =z_Σ-z₁ =121

4.1.8Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверить его отклонение Δu от заданного u:

u_ф = z₂/z₁ = 4,03

Δu = ,

Δu = ·100% =0,8% < 4%.

4.1.9Определяем фактическое межосевое расстояние:

a_ω= = 115 мм.

4.1.10Определяем основные геометрические параметры передачи, мм, сводя их расчет в таблицу 7.

Таблица 7 - Основные геометрические параметры передачи

В миллиметрах

Параметр			Шестерня		Колесо
			Косозубая
Диаметр	Делительный	d1 = mz1/cosβ =45,7		d2 = mz2/cosβ =184,3
	Вершинзубьев	da1 =d1 + 2m= 48,7		da2 =d2 + 2m= 187,3
	Впадинзубьев	df1 =d1– 2,4m= 42,1		df2 = d2– 2,4m= 180,7
Ширина венца			b1 = b2 + (2…4) = 40,8 (округляем b1 =41)		b2 = ψaaω = 36,8 (округляем b2 =37 )

4.2 Проверочный расчёт

4.2.1 Проверяем межосевое расстояние:

a_ω = = 102 мм

4.2.2Проверяем пригодность заготовок колёс. Условие пригодности заготовок колёс:

D_заг ≤ D_пред; S_заг ≤ S_пред

Диаметр заготовки шестерни D_заг = d_a1 + 6 = 54,7 мм.

Размер заготовки колеса закрытой передачи S_заг=b₂+4 = 41 мм.

D_заг = 54,7мм <D_пред = 125 мм; S_заг = 41 мм <S_пред = 125 мм.

Условие выполняется.

4.2.3Проверяем контактные напряжения σ_H, Н/мм²:

σ_H= K ≤ [σ]_H,

гдеК-вспомогательный коэффициент. Для косозубых передачК = 376;

F_t- окружная сила в зацеплении,Н:

F_t =2T₂·10³/d₂ = 224,6Н;

К_Hα-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, в зависимости от окружной скорости колес υ = ω₂d₂/(2·10³) = 2,3 м/с и 9-ой степени точностиК_Hα = 1,13;

К_Hυ-коэффициент динамической нагрузки. В зависимости от окружной скорости колёс и степени точности передачи К_Hυ = 1,03.

σ_H = 528,6 Н/мм² [σ]_H = 514,3 Н/мм².

Перегрузка передачи составляет:100 – (528,6·100/514,3) = 2,8% < 10% (допускаемая перегрузка). Условие прочности выполняется.