Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость

3

, где

S_F – коэффициент безопасности;

- базовый предел выносливости зубьев по излому от напряжений;

К_FC – коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;

К_FL – коэффициент долговечности.

=550МПа;

K_FL₁= , т.к. НВ>350,

N_FO=4∙10⁶(для всех видов сталей) – базовое число циклов перемены напряжений

,

m=9

N_F_Е1=60 223.65 1 3 240 5 (1 4+0,6⁹ 3)=195667786,8 циклов

N_FE₂ = =62116757,71 циклов

Т.к. N_F_Е1и N_F_Е2>4 10⁶, то К_FL₁= К_FL₂=1

S_F₁= S_F₂=1,9

К_FC=1 (т.к. нагрузка нереверсивная)

Проектный расчет на контактную выносливость

Межосевое расстояние

, где

К_а=430МПа^1/3 – для косозубых и шевронных передач

Т₂- крутящий момент на колесе, Нм;

ψ_ва= - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния;

«-», «+» - соответственно внутреннее и внешнее зацепление

Т.к. для косозубых редукторов общего назначения ψ_ва=0,2…0,4 принимаем ψ_ва=0,315 (по ГОСТ 2185-66);

- коэффициент относительной ширины шестерни;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределение нагрузки по ширине венца;

,

Принимаем с округлением по ГОСТ 2185-66

Выбор модуля и чисел зубьев

,

=0,015∙180=2,7 мм,

Принимаем =2,75 по ГОСТ 9563-60

Суммарное число зубьев

, где

β_Т=8⁰…15⁰ для косозубой передачи;

Принимаем β_Т=10⁰, тогда

Уточняем угол β_Т так, чтобы суммарное число зубьев равнялось 129 мм,

Число зубьев шестерни

> , следовательно нарезание колес без смещения

Минимальное число зубьев для косозубых колес ,

- число зубьев колеса;

- фактическое передаточное число;

,

Находим отклонение от заданного передаточного числа

,

Для u_Т 4,5 [ u]=2,5%

[Δu]<2,5% - передаточное число допустимо.

Диаметры делительных окружностей

,

Диаметры окружности вершин зуба

,

Диаметры впадин

,

Ширина колеса

Принимаем с округлением по ГОСТ 6636-69 b_w₂=56мм

Ширина шестерни b₁ для компенсации неточностей сборки выполняется несколько больше, примерно на 5…10мм ширины колеса:

b₁=66мм

Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

, где

Z_H - коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

Z_М - коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес;

Z_ε - коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий;

K_Hα- коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями;

K_Hβ - коэффициент, учитывающий распределения нагрузки по ширине венца;

K_HV – коэффициент динамической нагрузки;

Zε= при ε_β≥0,9,

Z_М=275 МПа^1/2, т.к. колеса стальные

,

ε_β= - коэффициент осевого перекрытия;

- коэффициент торцевого перекрытия (передача без смещения);

,

Т.к. >0,9, используем Zε= ,

Zε= ,

- окружная скорость;

n=9 – степень точности;

K_Hα=1,13;

K_Hβ=1,08;

K_HV=1,01;

;

,

>5% – условие на выносливость по контактным напряжениям не выполняется.

Увеличим ширину венца колеса =60мм

<5% – условие на выносливость по контактным напряжениям выполняется.

3