Определение допускаемых напряжения изгиба

1. Для шестерни

где S_F - коэффициент запаса прочности, принимаем S_F =1,7;

Y_A – коэффициент учитывающий двустороннее приложение нагрузки. Для нереверсивных передач принимаем Y_A=1;

Y_R – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности у ножки зуба. Так как поверхность шлифуется, то принимаем Y_R=1;

Y_N- коэффициент долговечности;

По таблице 2.2[6] находим , т.к. используется вариант термообработки закалка ТВЧ .

N_{f lim}=40·10⁵ циклов.

N_k1=607,45·10⁵ циклов.

Т.к. H_ш>350 HB, то принимаем q=9.

Тогда,

2. Для колеса

S_F =1,7;

N_{f lim}=4·10⁶ циклов.

N_k2=19,281·10⁶ циклов.

Т.к. H_ш>350 HB, то принимаем q=9.

Тогда,

Для выбора необходимого значения, необходим коэффициент Y_F, который будет получен позже.

Проектировочный расчет быстроходной цилиндрической косозубой закрытой передачи

Так как передача закрытая, то расчет ведем по межосевому расстоянию a_w, которое находится по формуле(с.14[6]):

где: K_A - коэффициент, учитывающий тип передачи. K_A= 430 МПа^1/3 - для косозубой передачи;

К_Нβ – учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца. По графикам принимают

К_Нβ = 1,29;

Ψ_ba – коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию. По ГОСТ 2185 – 66 принимаем Ψ_ba =0,315

Тогда межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

Принимаем по ГОСТ 2185-66: a_w=112мм;

Модуль зацепления принимаем по ГОСТ 9563-60: m=2мм.

Находим ширины колёс и шестерён:

Принимаем b₂=36мм; b₁=40 мм.

Определяем минимальный угол наклона зубьев:

Определяем числа зубьев шестерни и колеса:

,125

Принимаем =112.

Принимаем

Уточняем угол наклона зубьев:

Отсюда ;

Определяем фактическое передаточное число:

- условие выполняется;

Определяем основные размеры шестерён и колёс

Делительные диаметры: ;

;

_{Диаметры вершин:} d_a1=d₁+2m_n=45,1786+2*2=49,1786мм;

d_a2=d₂+2m_n=184,821+2*2=188,8214мм

_{Диаметры впадин:}

Проводим проверку межосевого расстояния по делительным диаметрам:

Определение усилий в зацеплении

где =20˚ - угол зацепления;

Схема действия сил в зацеплении

Расчет на изгибную выносливость

Y_β – коэффициен, учитывающий угол наклона зуба. Для косозубой передачи равен ,где

Y_в=0,33;

Y_ε – коэффициент, учитывающий перекрытие сопряженных профилей.

;

K_F=K_A·K_Fα·K_Fβ·K_Fυ- коэффициент нагрузки при изгибе ;

K_A=1 - коэффициент внешней динамической нагрузки;

K_Fα=1 – неравномерность нагрузки на зубья;

K_Fβ определяем по графику [(c.50, рис.4.2.2), [4]) и принимаем значение K_Fβ=1,1.

, где W_Fυ – удельная внутренняя динамическая нагрузка, которая находится по формуле:

_{Окружная скорость:}

По табл. 6.7 [1] принимаем 9-ю степень точности передачи по нормам плавности, а также коэффициенты g₀=56 и δ_F=0,016.

Тогда,

Находим коэффициент K_F=1,05·1,069=1,122

_{По числу зубьев шестерни и колеса выбираем для них коэффициенты} Y_F по графикам [(c.51, рис.4.2.3), [4]):

_{YF1=3,92; YF2=3.61;}

Тогда 97,38МПа

Условие прочности выполняется: σ_F<σ_FP1