= 2∙515 + 70 = 1100 МПа.

σ_Hlimb2 = 2∙490 + 70 = 1050 МПа.





_*0,9 = 825 МПа.

_*0,9 = 787,5 МПа.

В качестве допускаемого контактного напряжения принимаем:

МПа –для косозубого зацепления.

Допускаемые напряжения на выносливость зубьев при изгибе определяем по формуле:

(3.3)

где Y_S– коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительности материала и концентрации напряжений ( Y_S= 1);

Y_R – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности(Y_R = 1);

K_XF– коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса (K_XF = 1);

(3.4)

где σ_Flimb– предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений:

σ_Flimb = 1,8НВ = 945 МПа­ – шестерня,

σ_Flimb= 1,8НВ = 900 МПа – ­колесо;

K_Fα – коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба (K_Fα = 0,9);

K_Fd– коэффициент, учитывающий деформационное упрочнение или электрохимическую обработку переходной поверхности (K_Fβ = 1);

K_FO– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (K_FO= 1);

K_F1 – коэффициент долговечности (K_F1=1);

S_F– коэффициент безопасности;

(3.5)



Тогда для зубьев шестерни

---

Для зубьев колеса





Выполним проектировочный расчет, который служит для предварительного определения размеров. При расчетах зубчатой передачи принимаем, что индекс «1» относится к шестерне, а индекс «2» – к колесу. Поэтому значение крутящего момента Т₁ соответствует валу, на котором установлена шестерня.

При проектировочном расчете ориентировочно определяем начальный диаметр шестерни (мм) по формуле:

, (3.6)

где – вспомогательный коэффициент, 675 МПа для косозубых колес;

– крутящий момент на ведущем валу, Н·м;

= 1,16 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, зависящий от твердости материала колес НВ, кинематической схемы передачи и величины ψ_bd; определяется по номограммам (рис. 3.2.) [1];

K_A = 1,25 – коэффициент внешней динамической нагрузки (табл.3.3.);

U= 4,5 – передаточное число рассчитываемой зубчатой пары (принимается из кинематического расчета);

ψ_bd = 0,7 – коэффициент ширины зубчатого венца (задан);

– допускаемые контактные напряжения (определены ранее).

Тогда получим



Начальный диаметр колеса:

.

Ориентировочное значение межосевого расстояния при внешнем зацеплении



Нормальный модуль для косозубых колес принимаем в зависимости от межосевого расстояния:



Полученое значения

---

округляем до ближайшего стандартных значений по ГОСТ 9563 (табл.3.5) [1].

Принимаем m_n = 1,5 мм.

Предварительно принимается угол наклона линии зубьев равный 13⁰.

Определяем число зубьев косозубой шестерни



.

Значения Z₁ и Z₂ округляют до целых чисел. Принимаем Z₁ = 24, Z₂ = 107.

Уточняется передаточное число , отклонение от требуемого значения не должно превышать 5 %.

U = Z₂/Z₁ = 107/24 = 4,46.

Отклонение составляет 0,9% < 5%.




Угол наклона линии зубьев β уточняется по формуле



Уточняем диаметр начальной окружности шестерни и колеса





Уточняем межосевое расстояние

мм.

Определяется рабочая ширина венца шестерни и колеса

мм;

мм.

Принимаем b₁ = 30 мм, b₂ = 26 мм.

Определим окружную скорость

м/с,

где - угловая скорость на валу шестерни, с^-1; определяется из кинематического расчета.

Определяем степень точности передачи в зависимости от окружной скорости, условий ее работы и возможности производства в соответствии с табл. 3.6 [1]. Принимаем 8-ю степень точности.
Выполним проверочный расчет закрытой зубчатой
передачи на контактную выносливость.

Расчетные контактные напряжения

---

, МПа в полюсе зацепления определяют по формуле:

, (3.7)

где Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, принимается равным 1,73 при = 13,3^о;

Z_m – коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес, принимается равным 275;

Z_ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, Z_ε = 0,8 для косозубых;

– удельная расчетная окружная сила, Н/мм

,

где – ширина колеса, мм;

– делительный диаметр шестерни, мм;

– крутящий момент на валу шестерни, Н·м;

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для косозубых колес при степени точности 8 – ( < 10 м/с);

- определяется по рис. 3.2 [1];

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, определяется по табл.3.7 [1].

Тогда





Полученное значение должно удовлетворять условию

,





Условие выполняется.
Выполним проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе.

---

Расчетные напряжения изгиба зубьев (МПа) определяем по формуле

, (3.8)

где – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Предполагая, что в зацеплении находится одна пара зубьев принимают = 1;

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Принимается по номограммам в зависимости от твердости материала колес, величина и кинематической схемы передачи (рис. 3.2.) [1], ;

– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении. Определяется по табл. 3.7 [1], K_Fv = 1,2;

Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба; определяем по графику (рис. 3.3 [1]) в зависимости от эквивалентного числа зубьев Z_V:

Z_V = ;



Y_F = 3,72 ­для колеса,Y_F = 3,96­ для шестерни;

– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев ( = 1 );

Y_β– коэффициент, учитывающий наклон зуба



Проверочный расчет зубчатой передачи на выносливость при изгибе производим для менее прочного звена: шестерни или колеса. Для этого необходимо определить отношение для шестерни и колеса и проверку на выносливость производить для того звена, у которого это отношение меньше.

Шестерня колесо.

Проверку на выносливость проводим для шестерни



Условие прочности выполняется.

---

Смотрите также файлы

• Удк658. 6 ЛежнинаТ. А., студент.docx

• Практическая работа 3 (Часть 3).pdf

• Определение числовой функции и способы её задания.docx

• Медицинская помощь и лечение. Лекарственная помощь как вид социального обеспечения.docx

• Введение Подсчет объемов земляного полотна.doc