Определяем базовое число циклов перемены напряжений

2.2 Определяем базовое число циклов перемены напряжений

а) по контактным напряжениям:

N_Н0 = 30 · НВ^2,4;

для шестерни N₀₁ = ;

для колеса N₀₂ = ;

б) по напряжениям изгиба:

N_F0 = 4 · 10⁶.

2.3 Определяем фактическое число циклов перемены напряжений

а) по контактным напряжениям:

б) по напряжениям изгиба:

где m – показатель степени кривой усталости. При твёрдости меньше 350НВ m = 6.

Тогда,

;

2.4 Вычисляем коэффициент долговечности

а) по контактным напряжениям.

;

Для шестерни:

;

Так как N_НЕ1> N_Н01, то принимаем K_HL1=1;

Для колеса:

;

Так как N_НЕ2> N_Н02, то принимаем K_HL2=1.

б) по напряжениям изгиба.

Так как N_FE1 > 4∙10⁶ и N_FE2 > 4∙10⁶, то принимаем K_FL1=1 и K_FL2=1.

2.5 Вычисляем базовое значение предела выносливости

а) для контактных напряжений

Для термообработки улучшения

σ⁰_нlimb=2·HB+70 [2]

Для шестерни:

σ⁰_нlimb₁ = 2·215 + 70 = 500 МПа.

Для колеса:

σ⁰_нlimb₂ = 2·195 + 70 = 460 МПа.

б) для напряжений изгиба

Для термообработки улучшение и нормализация:

σ⁰_Flimb= 1,8 НВ;[2]

σ⁰_Flimb1= 1,8 · 215 = 387 МПа;

σ⁰_Flimb2= 1,8 · 195 = 351 МПа.

2.6 Определяем допускаемые контактные напряжения:

;

- коэффициент запаса.

При термообработке нормализация и улучшение принимаем [2]

 МПа;

 МПа;

 - расчет ведем по наименьшему значению.

2.7 Определяем допускаемые напряжения изгиба

 

где  - коэффициент, зависящий от вероятности безотказной работы. Принимаем  = 1,75 [2]

 - коэффициент, зависящий от способа изготовления заготовки, Для проката  = 1,15[2]

 МПа;

 МПа.

2.8 Проектный расчет цилиндрической прямозубой передачи.

2.8.1 Определяем межосевое расстояние из условия обеспечения контактной прочности зуба

;

Предварительно принимаем К_Нβ = 1,2[2]

Ψ_ba-ширина зубчатого венца;

Принимаем для прямозубой передачи Ψ_ba= 0,25 и К_а = 49,5 [2]

мм;

Принимаем ближайшее стандартное значение а_{W ГОСТ}=250 мм [2]

2.8.2 Определяем модуль зацепления:

m_n=(0,01…0,02)·а_W=(0,01…0,02)·250=2,5…5 мм

принимаем m_n=2,5 мм [2]

2.8.3 Определяем основные параметры зубчатых колес:

а) суммарное число зубьев:

Z_∑=

Z₁= Z_∑/(u+1)=200/(3,89+1)=40;

Z₂= Z_∑ – Z₁ =200 – 40 = 160;

б) диаметры делительных окружностей

d = m_n· z;

d₁ = 2,5 · 40 = 100 мм;

d₂ = 2,5 · 160 = 400 мм;

Проверка: а_W= (d₁ + d₂)/2;

250 = (100 + 400)/2;

250 = 250.

в) диаметры окружностей вершин:

d_a1 = d₁ + 2·m_n = 100 + 2·2,5 = 105 мм;

d_a2 = d₂ + 2·m_n = 400 + 2·2,5 = 405 мм;

г) диаметры окружностей впадин:

d_f1 = d₁ – 2,5·m_n= 100 – 2,5·2,5 = 93,75 мм;

d_f2 = d₂ – 2,5·m_n= 400 – 2,5·2,5 = 393,75 мм;

д) ширина колеса и шестерни:

b₂ = Ψ_ba· a_W= 0,25 · 250 = 62 мм;

b₁ = b₂ + 4…8 = 62 + 4…8 = 66…70 мм;

Принимаем b₁ = 66 мм.

2.9 Проверочный расчет цилиндрической прямозубой передачи.

2.9.1 Уточняем коэффициент нагрузки:

Для отношения Ψ_bd= b₂/d₁ = 62/100 = 0,62 , при несимметричном расположении колес относительно опор, К_Нβ = 1,06[2]

2.9.2 Определение окружной скорости колес и степени точности передачи:

 м/с;

Принимаем 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81[2]

2.9.3 Определяем коэффициент нагрузки:

K_H=K_Hβ·K_Hα·K_HV= 1,06·1·1,05 = 1,11 ;

где K_Hα- коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями;

K_Hα=1; [2]

K_HV- коэффициент динамической нагрузки,

K_HV=1,05 [2]