2.4.3. Расчёт допускаемых предельных напряжений.

Для зубьев зубчатых колёс, подвергнутых нормализации, улучшению или объёмной закалке с низким отпуском допускаемые предельные напряжения:

,

где _Т - предел текучести материала при растяжении.

МПа

МПа,

примем МПа.

,

где  _{F lim M} – предельное значение напряжения, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома,

S_FM – коэффициент безопасности.

МПа

Мпа

2.5 Определение межосевого расстояния.

2.5.1. Выбор коэффициентов нагрузки.

Коэффициенты нагрузки находятся по следующим зависимостям:

‑ при расчёте на контактную выносливость:

К_Н = К_Н  К_НV

‑ при расчёте на изгибную выносливость:

К_F = К_F  К_FV,

где К_Н, К_F - коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба при расчёте по контактным и изгибным напряжениям соответственно;

К_НV, К_FV – динамические коэффициенты при расчёте по контактным и изгибным напряжениям соответственно.

Принимаем _а = 0.42, тогда:

_bd = 0.5  _а (u₅₆ + 1) = 0.5  0,42  (4,5181+1) = 1,158801

По графическим зависимостям и по заданной схеме закрепления зубчатых колёс /3/ находим значения коэффициентов (схема 3):

К_Н = 1.12

К_F = 1.33

Определяем динамические коэффициенты К_V.

Для цилиндрических передач скорость в зацеплении:

,

где n_Ш – частота вращения шестерни рассчитываемой пары колёс;

С_V – вспомогательный коэффициент;

Т_К – момент на колесе рассчитываемой пары.

С_V = 1300

м/с

Выбираем степень точности: 8.

Определяем коэффициенты К_НV и К_FV /3/:

К_НV = 1.03

К_FV = 1.19

Таким образом:

К_Н = 1.12  1.03= 1.1536

К_F = 1.33  1.19= 1.5827

2.5.2. Расчёт межосевого расстояния.

, мм

мм

Принимаем большее значение:

a_w => ГОСТ 2185‑66 => a_w = 265мм,

2.6. Подбор основных параметров передачи.

Модуль зацепления определяется из эмпирического соотношения:

m_n = (0.01…0.02)  a_w

m_n = (0.01…0.02)  265=2,6…5,2мм

принимаем m_n=5 мм

Найдём суммарное число зубьев:

,

β^’=11⁰

эээ

Число зубьев шестерни:

Число зубьев на колесе:

Проверка:

< 2%

Ширина зубчатого венца колеса:

мм

Для снижения влияний погрешностей монтажа на величину поля зацепления ширина шестерён принимается на 5 мм больше:

мм

Найдём угол наклона зуба:

Минимальный угол наклона зуба:

Передача 3 – 4:

Модуль зацепления возьмем тот же.

Найдём разность чисел зубьев:

Число зубьев шестерни:

Число зубьев на колесе:

Проверка:

< 2%

Ширина зубчатого венца колеса:

мм

Для снижения влияний погрешностей монтажа на величину поля зацепления ширина шестерён принимается на 5 мм больше:

мм

3.7. Расчёт размеров зубчатого венца.

Передача 1 – 2:

Диаметр шестерни:

мм

Диаметр колеса:

мм

Проверка:

мм

d_a1=d₁ + 2  m₁₂ = 33.64 + 2  1= 35.64 мм

d_a2=d₂ + 2  m₁₂ =176.36 + 2  1 = 178.36 мм

d_f1=d₁ ‑ 2.5  m₁₂ = 33.64 ‑ 2.5  1 = 31.14 мм

d_f2=d₂ ‑ 2.5  m₁₂ = 176.36 ‑ 2.5  1 = 173.86 мм

Передача 3 – 4:

Диаметр шестерни:

мм

Диаметр колеса:

мм

Проверка:

мм

d_a3=d₃ + 2  m₃₄ = 83 + 2  1 = 85 мм

d_a4=d₄ ‑ 1.6  m₃₄ =293 - 1.6  1 = 291.4 мм

d_f3=d₃ ‑ 2.5  m₃₄ = 83 - 2.5  1 = 80.5 мм

d_f4=d₄ + 2.5  m₃₄ =293 + 2.5  1 = 295.5 мм

3.8. Проверочные расчёты передач.

3.8.1. Определение окружной скорости, степени точности.

м/с

м/с

3.8.2. Проверочный расчёт передачи по контактным напряжениям.

[]_{H 12} = 422.66 МПа

[]_{H 34} = 486 МПа

Вывод: расчётные напряжения не превышают допускаемых.

3.8.3. Проверочный расчёт по напряжениям у ножки зуба.

Передача 1 – 2:

МПа <[]_F1

МПа<[]_F2

Передача 3 – 4:

МПа <[]_F3

МПа <[]_F4

[]_F1 = 241.7 МПа, []_F2 = 276.7 МПа, []_F3 = 241.7 МПа, []_F4 = 276.7 МПа.

Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений.

Из справочной литературы принимаем:

Y_F1= 3.82, Y_F2= 3.75, Y_F3= 3.75, Y_F4= 3.75.

Вывод: полученные напряжения не превышают допустимые.

3.8.4. Проверочный расчет передачи по пиковым нагрузкам.

,

где [σ]_{H max}=2.8σ_T.

Для шестерни 1 508.27  2100

Для колеса 2 508.27  1512

Для шестерни 3 453.15  2100

Для колеса 4 453.15  1512

,

где: [σ]_{F max (ш)} = 737.8 МПа, [σ]_{F max (к)} = 644.6 МПа.

Для шестерни 1 205.1  737.8

Для колеса 2 202.2  644.6

Для шестерни 3 357.8  737.8

Для колеса 4 385.2  644.6

Вывод: расчеты показали, что действующие напряжения не превышают допускаемых.