Проверка зубьев шестерни и колеса на контактную выносливость

3.1.10. Проверка зубьев шестерни и колеса на контактную выносливость

, (30)

где К – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К=376 [4,с.61]

К_нα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, по графику [4,с.63] находим К_нα = 1,14;

K_нυ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, определим по таблице 4.3. [4,с.62] K_нυ = 1,04;

Колесо и шестерня проходят проверку на контактную выносливость.

3.1.11. Проверка зубьев шестерни и колеса на выносливость при изгибе.

s_F2=Y_F2×Y_b× K_Fb×K_Fn×2×Т₂/(d₂b₂×m)£[s_F]₂, (31)

s_F1=s_F2(Y_F1/Y_F2) £[s_F]_1, (32)

где s_F1,2 – фактические напряжения изгиба для шестерни и колеса, Н/мм²;

Y_F1,2 – коэффициенты формы зуба для колеса и шестерни, определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев (z_v1=z₁/cos³b₁ ; z_v2=z₂/cos³b₂), и коэффициента смещения равный 0, и определяется по графику;

Y_b - коэффициент, учитывающий наклон зуба;

K_Fb - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба,

K_Fb =1;

K_Fn - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, K_Fn=1,11.

Значение Y_F1,2 определяем по таблице 4.4 [4,с.64] в зависимости от эквивалентного числа зубьев, z_v1,2= z_1,2/cos³β.

z_v2=157/cos³11,48°= 166,8

Y_F2=3,62

z_v1=39/cos³11,48°= 41,44

Y_F1=3,69

Y_b=1-β⁰/140 (33)

Y_b=1-11,48°/140=0,918

s_F2=2×174950×3,62×1×0,918×1,11/(240,3×30×1,5) = 119,4 МПа

s_F2= 119,4£200,85 Н/мм²

s_F1=119,4(3,69/3,62) = 121,7 £[s_F]₂

s_F1= 121,7 £ 213,21Н/мм²

Колесо и шестерня проходят проверку на изгиб.

Таблица 3.

Параметры первой ступени косозубой передачи

3.2.  Расчет второй ступени цилиндрического редуктора

3.2.1. Выбор материала и определение допускаемых напряжений

По таблице 3.2 [4,с.50] выбираем марку стали: 45 термообработка –нормализация. Принимаем твёрдость шестерни НВ₁=207, твёрдость колеса НВ₂=195.

Допускаемое контактное напряжение:

 [σ_н.]₁=1,8· 207+67= 439,6 Н/мм²

[σ_н.]₂=1,8· 195+67= 418 Н/мм²

За расчётное допускаемое напряжение принимаем меньшее из двух допускаемых контактных напряжений [σ_н]=418 Н/мм².

Допускаемое напряжение изгиба определяется:

 [σ F]₁=1,03·207 = 213,21 Н/мм²

[σ F]₂=1,03·195 = 200,85 Н/мм²

3.2.2. Определение значения межосевого расстояния

мм

Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего по ГОСТ 6636-69 a_ω=240 мм.

3.2.3. Определение рабочей ширины венца колеса и шестерни

3.2.4. Определение модуля передачи

 мм

Полученное значение модуля округляет до ближайшего значения из стандартного ряда по ГОСТ 9563-60 m = 2,5 мм.

3.2.5. Определение суммарного числа зубьев и угла наклона зуба

3.2.6. Определение числа зубьев шестерни и колеса

z₂=189 – 34= 155

3.2.7. Определение фактического значения передаточного числа. Проверка передачи по передаточному числу

Du=(|4,56-4,5|)/4,5·100%=1,33% <4%

3.2.8. Определение фактического межосевого расстояния.

мм

3.2.9. Определение геометрических параметров колеса и шестерни

Делительные диаметры

d₁=2,5×34/cos10,14°=86,4 мм

d₂=2,5×155/cos10,14°=393,6 мм.

Диаметры вершин зубьев

d_a1=86,4+2×2,5= 91,4 мм

d_a2=393,6+2×2,5= 398,6 мм

Диаметры впадин зубьев

d_f1=86,4 – 2,5×2,5= 80,15мм

d_f2=393,6 – 2,5×2,5= 387,35 мм