4. Определение допускаемых напряжений изгиба:

Найдем коэффициент долговечности:

K_HL=⁶√(N_H0/N)

Для шестерни: K_HL1=⁶√(N_H01/N₁), где N_FO=410⁶

K_HL1=1

K_HL2=1

Т.к. N>N_FO

Определяем напряжение изгиба []_FO1 и []_FO2, соответствующему пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_FO :

[ϭ]_FO1=1.03·HB_{1 ср}+67=1.03·260+67=267.8 Н/мм²

[ϭ]_FO2=1.03·HB_{2 ср}+67=1.03·235+67=242.05 Н/мм²

Определяем напряжение изгиба для зубьев шестерни [ϭ]_F1 и колеса [ϭ]_F2:

[ϭ]_F=242Н/мм²

Таблица 3.1

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термообработка	HBср	σв	σ-1	[ϭ]Н	[ϭ]F
		Sпред			Н/мм2
Шестерня	40х	любое	улучшение	260	790	375	490	242
Колесо	40х	любое	Улучшение	235	790	375	490	242

5.Расчет зубчатых (червячных) передач редукторов.

5.1 Расчет закрытой цилиндрической передачи.

Определение межосевого расстояния:

a_w=K_a·(u+1)·(T₃·10³·K_Hβ /ψ_a·u²· [ϭ]²_H)^1/3

где: K_a=43 для косозубых передач

ψ_a=0.2 коэффициент ширины венца колеса

u -передаточное число редуктора или цилиндрической передачи

T₃ –вращающий момент на тихоходном валу

K_Hβ=1 коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба

[ϭ]_H –средне допускаемое контактное напряжение

a_w=43·(4+1)·( 137.9·10³·1/0.2·16·490²)^1/3=118 мм

Определяем модуль зацепления:

m≥2K_mT₃·10³/d₂·b₂·[ϭ]_F

где: K_m=5.8

d₂=189 делительный диаметр колеса, мм

b₂= ψ_a· a_w=23.6 ширина венца колеса, мм

m≥2·5.8·137.9·10³/189·23.6·242=1.48 мм

принимаем по ГОСТ 9563-60_м m=1.5 мм

угол наклона зубьев β_min:

β_min=arcsin3.5m/b₂=arcsin3.5·1.5/23.6=0.2⁰

суммарное число зубьев колеса и шестерни

z_Σ=2 a_w·cos β_min/m=153 зуба

число зубьев шестерни z₁= z_Σ/(u+1)=31

число зубьев колеса z₂=122

действительная величина угла наклона зубьев:

β=arccos(z_Σ·m/2 a_w)=13⁰

Фактическое передаточное число u_ф:

u_ф=z₂/z₁=122/31=3.9

∆u= (u_ф-u)·100/u=(4-3.9)·100/2=2.5%<4% следовательно расчет z₁ и z₂ выполнен верно.

Фактическое межосевое расстояние:

a_w=(z₁+z₂)·m/2cosβ=117.77 мм

Основные фактические геометрические параметры передачи:

d₁=mz₁cosβ=45

d₂=mz₂cosβ= a_w ·2- d₁=177.5

d_a1=d₁+2m=48

d_a2=d₂+2m=192

d_f1=d₁-2.4m=41.4

d_f2=d₂-2.4m=185.4

Таблица 4.1

параметр		Шестерня	колесо
диаметр	делительный	45	177.5
	вершин зубьев	48	192
	впадин зубьев	41.4	185.4
ширина венца		53.8=54	49.5=50

Проверочный расчет:

a_w=(d₁+d₂)/2=(45+177.5)/2=111.25мм

пригодность заготовок колес

D_заг=d_a1+6=48+6=54 мм

условие: D_заг<D_пред

контактное напряжение:

σ_н=K√[F₁(u_ф+1)·K_Hα· K_Hβ ·K_Hv/d₂·b₂]≤[σ]_н

где: K=376 для косозубых передач

F₁=2T₃·10³/d₂=1400 Н –окружная сила в зацеплении

K_Hα=1 определено по графику

K_Hβ=1 для прирабатывающихся колес

K_Hv=1.03 коэффициент динамической нагрузки

σ_н=376·√[6860/4189]=488 Н/мм²

Напряжение изгиба:

σ_F=Y_F­·Y_β·K_Fα·K_Fβ·K_Fv·F₁/b₂·m=3.6·0.93·1·1·1.04·7339.7/97.2·1.5=49.3 Н/мм²

где:

Y_F=3.6- коэффициент формы зуба шестерни,

Y_β=0,93- коэф. учитывающий наклон зуба,

K_Fα=0.72 т.к. 6 степень точности,

F1- окружная сила в зацепелении,

b- ширина венца колеса,

m- модуль зацепления.

σ_F< [σ_F]198.8 Н/мм² это допустимо, так как нагрузочная способность

большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.

Таблица 4.2

Параметры зубчатой цилиндрической передачи

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние aw	270	Угол наклона Зубьев β	21
Модуль зацепления m	1.5	Диаметр делительной окружности Шестерни d1 Колеса d2	90.93 186
Ширина зуб. венца Шестерни b1 Колеса b2	46 97.2
Число зубьев Шестерни z1 Колеса z2	86 173	Диаметр окружности вершин Шестерни dа1 Колеса dа2	93.93 189
Вид зубьев		Диаметр окружности впадин Шестерни df1 Колеса df2	87.33 182.4
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемые знач.	Расчетные знач.	Примечания
Контактные напряжения	356.35÷580	522
Напряжения изгиба	<208.7	198.8

Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи.