3.3 Допускаемые изгибные напряжения

_{Допускаемые напряжения изгиба для шестерен и колес при проектировочном расчете определяют по формуле /2/:}

_(3.4)

_{Наименование параметров уравнения (3.4) и определение их значений:}

_{а) предел выносливости зубьев при изгибе σF lim b1 = σF lim b2 = 600МПа /2/;}

_{б) SF -коэффициент запаса прочности; SF1 = SF2 = 1,75 для зубчатых колес с поверхностным упрочнением /2/;}

_{в) коэффициент долговечности YN определяют по формуле:}

_(3.5)

_{где NFlim1 = NFlim2 = 4·10} ⁶ _{ базовое число циклов напряжений; NFE  эквивалентное число циклов напряжений /1, стр 15/. При ступенчатой циклограмме нагружения (рис.1.2):}

_(3.3)

_{Учитывая циклограмму нагружения (рисунок 2) и принимая qF=9 /1/, по формуле (3.6) найдем эквивалентное число циклов напряжений:}

_{Для шестерни тихоходной передачи:}

_{Для колеса тихоходной передачи:}

_{Для шестерни быстроходной передачи:}

_{Для колеса быстроходной передачи:}

_{При условии принимаем YN =1.}

_{По формуле (3.4) находим допускаемое напряжение изгиба:}

3.4 Проектировочный расчет тихоходной передачи

_{С целью получения оптимальных размеров передачи целесообразно прежде всего, определить межосевое расстояние awТ и модуль mТ.}

3.4.1 Определение межосевого расстояния

_{Значение межосевого расстояния /1, стр. 16 формула 3,7/:}

(3.7)

_{где Ka = 495  для прямозубых колес; ψba = 0,25  коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния /1/; [σH]Т = 901,25 МПа; KHB, коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца.}

_{Коэффициент ширины венца относительно межосевого расстояния /1, стр. 16/:}

_{Коэффициент ширины венца относительно начального диаметра шестерни /1/:}

_{KHβ  коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатых колес /2 стр. 18 табл. 2.7/:}

_{По формуле (3.7) определим межосевое расстояние:}

_{Вычисленное значение межосевого расстояния округляют до ближайшего значения кратного пяти, или из ряда размеров Ra40 по ГОСТ6636-69. Исходя из этого принимаем aW = 170 мм.}

3.4.2 Назначение модуля передачи

_{Максимально допустимый модуль mmaxT, мм определяют из условия неподрезания зубьев у основания /1, стр. 17 формула 3.9/:}

_(3.9)

_{Минимально допустимый модуль mminT, мм определяют из условия прочности /1,стр.17 формула 3.10/:}

_(3.10)

_{где Km = 5,6·10} ³ _{для прямозубых передач; [σF]Т = 342,86 МПа;T2 = 1010,1 H · м.;}

_{bW - рабочая ширина зубчатого колеса, которую рассчитывают по формуле:}

_{Минимально допустимый модуль определим по формуле (3.10):}

_{Из полученного диапазона (mmin ··· mmax) модулей принимают стандартное значение m. Принимаем m = 4 мм /1/.}