Допускаемые напряжения изгиба

 

_FPj= ,

 

где s_{F limj} - предел выносливости зубьев при изгибе (табл. 7 [1]), s_{F limi}=1.75*HB_i

s_{F lim 1} = 499,6 МПа s_{F lim 2} = 434,9 Мпа

S_Fj - коэффициент безопасности при изгибе (табл. 7 [1]), S_F1= 1,7, S_F2= 1,7;

K_FCj - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (табл. 7 [1]) K_FC1= 0,65, K_FC2= 0,65

K_FLj - коэффициент долговечности при изгибе:

K_{FL j}= 1.

 

здесь q_j – показатели степени кривой усталости: q₁ = 6, q₂ = 6 (табл. 6 [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. 6 [1] в зависимости от режима нагружения и способа термообработки:

_F1 =0.038, _F2 =0.038,

N_FE1 = =6,5 , N_FE2 = =2,1

K_FL1 = , K_FL2 =

 

Допускаемые напряжения изгиба:

 

_FP1= 191,03 МПа

_FP2= 282,67 МПа

 

Геометрические параметры передачи

 

Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:

 

= (u + 1) ,

 

где  – коэффициент вида передачи, = 410

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

Коэффициент ширины зубчатого венца = 0,4 (ряд на с. 4 [1]).

Расчетное межосевое расстояние  = 121,84 мм

Округлим  до ближайшего большего стандартного значения (табл. 2 [1])

 = 125 мм.

Модуль выберем из диапазона (для непрямозубых передач стандартизован нормальный модуль m_n)

m_n = =(0,01…0,02) 125=(1,25…2,5)

Округлим m_n до стандартного значения (табл. 1 [1]): m_n = 2

Суммарное число зубьев:

Z = ,

 

где = для прямозубых передач, =  для косозубых передач и =  для шевронных передач.

Z = 122,27

Значение Z  округлим до ближайшего целого числа Z =123

Уточним для косозубых и шевронных передач делительный угол наклона зуба:

 

 = arccos =

 

Число зубьев шестерни:

Z₁= = =29,6

 

Округлим до ближайшего значения Z₁=30

Число зубьев колеса:

Z₂= Z  – Z₁=123–30=93

 

Фактическое передаточное число:

u_ф = = =3,1

 

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 =100

 

Поскольку Z₁>17 примем коэффициенты смещения: x₁= 0, x₂= 0

Ширинa венца колеса:

b_w2= =0,4  50

Округлим b_w2 до ближайшего числа из ряда на с. 10 [1].

Ширину венца шестерни b_w1 примем на 3 мм больше чем b_w2:

b_w1= 50+3=53

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 = =61 мм; d₂ = =188 мм.

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

d_a1 = 65 мм; d_a2= 192 мм

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

d_f1 = 56 мм; d_f2 = 183 мм

Вычислим окружную скорость в зацеплении

V = =  1,54 м/с

 

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

 

Проверочные расчеты передачи