4.1.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб

Допускаемые напряжения изгиба [σ]_F для реверсивных передач определяются по формуле:

[σ]_F=σ_FО·К_FL К_FКR /S_F,

где σ_FО- предел выносливости при изгибе при базовом числе циклов нагружения, МПа;

σ_FО1 σ_FО2=600 МПа; [3, табл.3]

К_FL- коэффициент долговечности; S_F- коэффициент безопасности; [S_F]₁=[S_F]₂=1,7 , [3, табл.3].

К_FR- коэффициент. учитывающий реверсивность приложения нагрузки; К_FR=0,8;

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

,

где N_FE – эквивалентное число циклов нагружения за весь срок службы передачи. N_HE1=248,8^.10⁶ циклов нагружения, N_FE2=93,55·10⁶ циклов нагружения.

Коэффициент долговечности :

Значение К_FL, принимаемые к расчету, могут быть в пределах 1< К_FL <2,08 при твердости <350НВ. Принимаем К_FL1=1; К_FL2=1.

Допускаемые напряжения изгиба:

[σ]_F1= [σ]_F2= МПа;

4.1.4 Определение внешнего делительного диаметра колеса

,

где Т₂-вращающий момент на колесе; Т₂=319Нм;

ψ_bRe=0,285 – коэффициент ширины зубчатого венца [3, с.20]

К_н=1,2 – коэффициент нагрузки [3, с.20],

u_ред= 2,5 – передаточное отношение редуктора.

По ГОСТ 12289-76 принимаем d_е2=180 мм

4.1.5 Определение внешнего окружного модуля

Примем число зубьев шестерни z₁= 24 . Число зубьев колеса:

Z₂= z₁u_ред=24^.2,5=60;

Внешний окружной модуль:

Определим углы при вершинах делительных конусов;

сtgδ₁= tgδ₂= u_ред

δ₂=arctg u_ред= arctg 2,5= ,

тогда δ₁=90_щ- δ₂= 90- =

Определяем внешнее конусное расстояние;

R_e=0,5^. d_е2/ sinδ₂=0,5^. 180/0,927=97,1 мм

Определяем ширину зубчатого венца:

b =0,285^.R_e=0,285^. 97,1=27,6мм

Определяем внешний делительный диаметр шестерни:

d_e1=m_tez₁=3,0^.24=72 мм

Средний делительный диаметр шестерни:

d₁=2(R_e-0,5b)sinδ₁= 2(97,1-0,5^.27,6)0,374=62,3мм.

Определяем средний окружной модуль:

m_m=d₁/z₁= 62,3/24=2,6мм.

Определяем среднюю окружную скорость:

.

Принимаем степень точности 8 [3, табл.5].

4.1.6 Проверка величины расчетного контактного напряжения

,

К_н – уточненное значение нагрузки.

К_Н= К_НА К_НВ К_НV [1, табл.7;8;9]

где К_Нα- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых передач К_Нα=1;

К_Нβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, К_Нβ =1,18 [3, табл.9];

К_НV – коэффициент динамичности нагрузки, К_НV=1,15; [3, табл.10];

К_Н= 1^.1,18^.1,15=1,35 ,тогда расчетное контактное напряжение:

Полученное значение расчетного напряжения должно находиться в пределах (0,8…1,05) [σ]_Н=690,4….906,15 МПа, условие выполняется.

4.1.7 Проверка на пиковые нагрузки по контактным напряжениям

,

где σ_н – расчетное напряжение; [σ]_нпр – предельно допускаемое напряжение;

[σ]_нпр =40HRC = 40^. 48= 1920МПа; Т_пик/Т_н=2,5 [1, с.390]

σ_нпик = 837 =1180 МПа ; <[σ]_нпр – условие выполнено.

4.1.8 Проверка зубьев на выносливость при изгибе

Расчетное напряжение изгиба:

,

где Y_F – коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев:

z_v=z₁/ cosδ;

z_v1= 24/0,927 =25,8; z_v2=60/0,374=160,4

Y_F1=3,71 ; Y_F2= 3,6 [3, с.42].

K_F – коэффициент нагрузки.

К_F= К_Fα К_Fβ К_FV [3, табл.9;10].

где К_Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, К_Fβ=1,2;

К_FV – коэффициент динамичности нагрузки К_FV=1,2.

K_F =1^.1,2^.1,2=1,44

Окружная сила в зацеплении:

Расчет выполняется для менее прочного из пары зубчатых колес, т.е. для того, у которого отношение []_F/Y_F имеет меньшее значение:

[]_F1/Y_F1 > []_F1/Y_F1;

Менее прочным является колесо, тогда:

.