Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость

, 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_FЕ1=60 223.65 1 3 240 5 (1 4+0,6⁹ 3)=195667786,8 циклов

N_FE2 = =62116757,71 циклов

Т.к. N_FЕ1 и N_FЕ2 >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.