4.3 Определение допускаемых напряжений изгиба.

(МПа)

Где -предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений (см. табл.4):

Для шестерни 1,75*285=498,75 МПа

Для колеса 1,75*250=437,5 МПа

коэффициент запаса прочности1,7 (см. табл.4);

-коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями,=1

-коэффициент, учитывающий способ получения заготовки шестерни и колеса. Для поковок и штамповок=1

-коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. При нереверсивной передаче=1,0

-коэффициент долговечности

_Где -базовое число циклов напряжений. Для сталей=

_{Nк - расчётное число циклов за весь срок службы передачи}

_{q – показатель степени кривой усталости}

Так как расчетное число циклов напряжений для шестерни =то и для колеса

больше базового числа цикловто принимаем=1,0.

Допускаемые напряжения изгиба.

Для шестерни =498,75*1*1*1*1/1,7=293,382 МПа

Для колеса =437,5*1*1*1*1/1,7=257,353 МПа

4.4 Определение межосевого расстояния.

, мм

Где К_а=-вспомогательный коэффициент;

u- передаточное число,u= 27,7

-вращающий момент на шестерне,= 88,1 Н*м

-коэффициент нагрузки. Для шевронной передачи предварительно принимаем

=1,2

- коэффициент ширины колеса,=0,4

=166,32 мм

Принимаем из ряда стандартных чисел 160 мм

4.5 Определение модуля передачи.

Минимальное значение модуля из условия прочности на изгиб.

,мм

Где

ширина венца колесамм

Принимаем 64 мм.

мм.

Максимально допустимый модуль передачи

мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-80 стандартное значение нормального модуля = 3 мм (см. табл.5).

4.6 Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса.

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колёс

Предварительно принимаем наклон зубьев = 10°

Суммарное число зубьев:

89,5

Принимаем 90

4.7 Определение числа зубьев шестерни и колеса.

Число зубьев шестерни:

Принимаем <

Так как , то зубчатые колеса косозубой передачи изготавливают со смещением исходного контура

Число зубьев колеса:

89.5-14.06=75.44

4.8 Уточнение передаточного числа.

=5.36

Отклонение от заданного передаточного числа.

4.9 Уточнение угла наклона зубьев.

= 0,195

4.10 Определение размеров зубчатых колес.

Делительные диаметры:

Шестерни = 50.47 мм

Колеса 270.81мм

Диаметры вершин зубьев:

Шестерни 50.47+(2+0,27)*0.7 = 48,909 мм

Колеса 270.81+(2+0,27)*0.7 =272,399 мм

Диаметры впадин зубьев:

Шестерни 50.47-(2,5-0,27)*0.7 =33.579мм

Колеса 270.81-(2,5-0,27)*0.7= 269,249 мм

Ширина зубчатого венца:

Колеса мм

Шестерни мм

4.11 Размеры заготовок.

Диаметр заготовки шестерни:

мм

Для колеса с выточками:

Толщина диска мм

Толщина обода заготовки колеса мм

Предельные размеры заготовок для стали 40Х:

;(см. табл.2);

Условие пригодности для заготовок выполняется, так как и

4.12 Определение усилий в зацеплении.

Окружная сила: 3491,18Н

Радиальная сила: 1695,281Н

Осевая сила:

4.13 Проверочный расчет передачи на контактную прочность.

Расчётное значение контактного напряжения:

Где коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес

коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. Для косозубых колес==0,753.

коэффициент торцевого перекрытия.

коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев.

Где делительный угол профиля в торцевом сечении

основной угол наклона зубьев.

U= 4,13 - фактическое передаточное число.

коэффициент нагрузки.

Где коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

При твердости зубьев колес350 НВ и при симметричном расположении колес относительно опор (рис.3, схема передачи 3)(см. табл.8);

Окружная скорость колес. м/с

коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку. Для косозубой передачи назначаем 8-ю степень точности изготовления (см. табл.6). ПриV=2,686 м/с и 8-ой степени точности1,04 (см. табл.7).

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. ПриV=2,686 м/с и 8-ой степени точности=1,07 (см. табл.9).

Расчётное контактное напряжение