2.2. Допускаемые напряжения изгиба

_FPj= ,

где _{F lim j}  предел выносливости зубьев при изгибе (табл. 4.1 [1]),

_{F lim 1} =1.75HB1 = 1.75 ∙ 285.5 = 499.6 МПа

_{F lim 2} =1.75HB2 = 1.75 ∙ 248.5 = 434.9 МПа

S_Fj  коэффициент безопасности при изгибе (табл. 4.1 [1]), S_F1=1.7, S_F2= 1.7

K_FCj  коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (табл. 4.1 [1]) K_FC1=1, K_FC2=1

K_FLj  коэффициент долговечности при изгибе:

K_{FL j}= 1.

здесь q_j - показатели степени кривой усталости: q₁ = 6, q₂ = 6 (табл. 3.1 [1]);

N_F0 – базовое число циклов при изгибе; N_F0 = 4•10⁶.

N_FEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; N_{FE j}= _Fj N_Σj.

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется по табл. 3.1 [1] в зависимости от режима нагружения и способа термообработки

_F1 = 0.3, _F2 = 0.3,

N_FE1 = 0.3∙23.213·10⁸ =6. 964·10⁸, N_FE2 =0.3·5.803·10⁸=1.741·10⁸

K_FL1 = 1(N_FE1>N_F0), K_FL2 = 1(N_FE2>N_F0)

Допускаемые напряжения изгиба:

_FP1=

_FP2=

3. Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:

a_w = (u + 1) ,

где - коэффициент вида передачи, = 410 для шевронных передач

K_Н - коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем K_Н =1.2.

Коэффициент ширины зубчатого венца = 0.505 (ряд на с. 11 [1]).

Расчетное межосевое расстояние

a_w = 410(4+1) =200 мм.

Округлим a_w до ближайшего большего стандартного значения (табл. 6.1 [1]). Модуль выберем из диапазона (для непрямозубых передач стандартизован нормальный модуль m_n)

m = (0.01…0.05) a_w = 2.5

Округлим m до стандартного значения (табл. 5.1 [1]): m = 2.5

Суммарное число зубьев

Z = ,

где β₁=0° для прямозубых передач, β₁=12° для косозубых передач и β₁=30° для шевронных передач.

Z = = 131.26

Значение Z округлим до ближайшего целого числа Z = 131

Уточним для косозубых и шевронных передач делительный угол наклона зуба β = arccos = 35гр.2’24”

Число зубьев шестерни

Z₁= = =26

Число зубьев колеса

Z₂= Z – Z₁= 131-25= 105

Фактическое передаточное число

u_ф = = =4.038

Значение u_ф не должно отличаться от номинального более чем на 2.5 % при u 4.5 и более чем на 4 % при u > 4.5.

u = 100 = %

Коэффициенты смещения шестерни и колеса: Z₁ > 17 » x₁ = 0, x₂ = 0.

Ширинa венца колеса

b_w2= =0.5∙200=101

Округлим b_w2 до ближайшего числа из ряда на с. 14 [1].

Ширину венца шестерни b_w1 примем на 5 мм больше чем b_w2:

b_w1=106

Определим диаметры окружностей зубчатых колес, принимая далее для непрямозубых колес m = m_n.

Диаметры делительных окружностей прямозубых колес d_j = mZ_j,

то же, для косозубых колес :

d₁ = =79.389 d₂ = =320.61

Диаметры окружностей вершин при x = 0: d_aj = d_j + 2m(1 + x_j):

d_a1 = 79.389+2∙2.5(1+0)=84.389 d_a2= 320.61+2∙2.5(1+0)=325.61

Диаметры окружностей впадин d_fj = d_j – 2m(1.25 – x_j):

d_f1 = 79.389-2∙2.5(1.25-0)=73.139 d_f2 =320.61-2∙2.5(1.25-0)=314.36

Вычислим окружную скорость в зацеплении

V = = =4.53 м/с

Степень точности передачи выбираем по табл. 8.1 [1] в зависимости от окружной скорости в зацеплении: n_ст=8