3.3.2. Расчет допустимых изгибных напряжений

Расчет допустимых изгибных напряжений проводится исходя из тех же предпосылок, что и расчет допустимых контактных напряжений, потому что усталостно-изгибная долговечность ( число циклов нагружения до разрушения) имеет аналогичную зависимость от величины изгибных напряжений что и при контактно-усталостном нагружении (см. рис. 4.2),[2] поэтому расчет допустимых изгибных напряжений производят по формулам:

(3.11)

(3.12)

где – допустимые изгибные значения напряжения для материала шестерни и колеса соответственно, МПа;

– предельные значения допускаемых изгибных напряжений, определяемые по таблице 4.3, для материала шерстины и колеса соответственно, МПа;

– коэффициенты безопасности по изгибным напряжениям, определяемые по таблице 4.3, для материала шестерни и колеса соответственно;

, – коэффициенты долговечности по изгибным напряжениям, определяемые по формуле (3.14) и (3.15), для материала шестерни и колеса соответственно.

Коэффициенты долговечности рассчитываются по формулам:

(3.14)

(3.15)

где m – показатель степени. Принимается:

m = 6 при твердости материала HB ≤ 350;

m = 9 при твердости материала HB > 350.

цикл –базовое количество циклов при усталостно-изгибном нагружении (одинаково для всех материалов);

, – число циклов нагружения изгибными нагрузками шестерни и колеса соответственно, цикл.

(3.16)

(3.17)

После расчета коэффициентов по формулам 3.14 и 3.15 принимают окончательное их значение с учетом следующих ограничений:

1 ≤ ≤ 2, 08 при твердости материала HB ≤ 350

1 ≤ ≤ 1,63 при твердости материала HB > 350

4. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

4.1. Исходные данные

Исходными данными для расчета цилиндрической зубчатой передачи является: результаты кинематического расчета, выполненного ранее, и значения допустимых контактных и изгибных напряжений, определенных по методике, изложенный в главе 3

4.2. Этапы расчета цилиндрической зубчатой передачи

4.2.1. Межосевое расстояние

Межосевое расстояние ( ) рассчитывают по формуле

(4.1)

где – межосевое расстояние, мм;

– коэффициент, учитывающий тип передачи ( для прямозубых );

– передаточное число проектируемой передачи ( принимается по результатам окончательной разбивки передаточного числа по ступеням см. таблицу 2.3)

– момент на валу зубчатого колеса ( принимают по результатам кинематического расчета см. таблицу 2.3), [стр38]

– допустимое контактное напряжение зубчатой передачи см.п. 3.2.1, МПа;

– коэффициент ширины зубчатого колеса по межосевому расстоянию принимается по таблице 6.1 из ряда стандартных чисел: 0,1; 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; [стр 67]

– коэффициент концентрации нагрузки по контактным напряжениям ( учитывает неравномерность распределения давления по длине зуба), определяется по таблице 6.2 в зависимости от коэффициента ширины зубчатого колеса по длительному диаметру , который может быть найден по формуле

(4.2)

Вычисление по формуле 4.1 значение межосевое расстояния округляют в большую сторону до стандартного : 25, 28, 32, 36, 40, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280, 315,355, 400, 450, 500, 560, 630, 710.

4.2.2. Предварительные основные размеры колеса

На рис. 4.1 представлены основные геометрические параметры

Рис.4.1. Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи.

Делительный диаметр колеса ( ) рассчитывается по формуле

(4.3)

где

Ширина колеса ( )

(4.4)

Ширина шестерни ( )

(4.5)

Ширина шестерни и колеса после вычисления округляют в ближайшую сторону до стандартного (см. таблицу 6.3) [стр 68]

4.2.3. Модель передачи

Модуль передачи m в мм можно ориентировочно рассчитать по формуле

(4.6)

Рассчитанное по формуле 4.6 значение m округляют в ближайшую сторону до стандартного, пользуясь таблицей 6.4.[стр 69]

4.2.4. Угол наклона и суммарное число зубьев

Здесь необходимо отметить что расчет для косозубых и прямозубых передач аналогичен, так как у последних угол наклона зубьев .

Рассчитывается минимальный угол наклона зубьев:

Прямозубые передачи –

Далее с учетам определяется суммарное число зубьев шестерни и колеса по формуле

(4.7)

4.2.5. Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни :

(4.8)

Значение округляют в ближайшую сторону до целого с учетом следующих ограничений:

– для прямозубой передачи

Число зубьев колеса ( ) :

(4.9)

4.2.6. Фактическое передаточное число

Фактическое передаточное число с учетом найденных значений чисел зубьев определяется по формуле:

(4.10)

Отклонение от заданного передаточного числа u ( см. результаты кинематических расчетов ) определяется так:

(4.11)

Отклонение не должно превышать 4%. В противном случае необходимо произвести корректировку .