3.3.Определение допускаемых напряжений изгиба [σ]f, н/мм2

а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни К_FL1=K_FL2=

где N_F0=410⁶ – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости; N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы(наработка)

Т.к. N₁>N_F0 и N₂> N_F0, то К_FL1= K_FL2=1

б) Определяем допускаемое напряжение изгиба [σ]_F01 и [σ]_F02 соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_F0:

для шестерни [σ]_F01=1,03 НВ=1,03285,5=294,065

для колеса [σ]_F02=1,03 НВ_2ср=1,03248,5=255,955

в) определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [σ]_F1 и колеса [σ]_F2:

для шестерни [σ]_F1= К_FL1[σ]_F01=1294,065=294,065

для колеса [σ]_F2= K_FL2[σ]_F02=1255,955=255,955

цилиндрическая зубчатая передача рассчитывается по меньшему значению [σ]_F и из полученных для шестерни []_F1и колеса [σ]_F2, т.е. по менее прочным зубьям

[σ]_F=[σ]_F2=255.955Н/мм²

Для реверсивных передач [σ]_F=255,9550,75=191,97

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термо – обработка	НВ	в	-1	[σ]Н	[σ]F
		Sпред		НВ2ср	Н/мм2
Шестерня Колесо	Сталь40Х	200мм 125мм	Улучшение Нормализация	285,5 248,5	900 790	410 375	580,9 514,3	294,1 255,96

4.Расчет зубчатых передач редукторов. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

4.1.Определяем главный параметр – межосевое расстояние aw, мм.

,

а) K_a – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач K_a=43;

б) - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 – для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах;

в) u – передаточное число редуктора или открытой передачи, u=3;

г) Т₂ – вращающий момент на тихоходном валу при расчете редуктора,Нм;

д) []_н – допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом;

е) К_н - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев

К_н=1.

мм

По ГОСТу 6636-69 «Нормальные линейные размеры» принимаем a_w=95мм.

4.2. Определяем модуль зацепления m, мм:

,

где а) К_m – вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К_m=5.8;

б) - делительный диаметр колеса, мм;

в) - ширина венца колеса, мм;

г) [σ]_F – допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм²;

мм

Принимаем стандартное значение m = 1,5мм.

мм

мм

4.3. Определяем угол наклона зубьев :

=

4.4. Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем

4.5. Уточняем действительную величину угла наклона зубьев:

4.6. Определяем число зубьев шестерни:

4.7. Определяем число зубьев колеса:

4.8. Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение u от заданного u:

u = 0 %

4.9. Определяем фактическое межосевое расстояние:

4.10. Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

Параметр		Шестерня	Колесо
Диаметр	Делитель - ный
	Вершин зубьев
	Впадин зубьев
Ширина венца