2.3 Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость

2.3.1 Цилиндрической зубчатой передачи

где – предел выносливости по изгибу;

– коэффициент долговечности;

– коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;

– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;

– коэффициент запаса прочности.

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

где

Коэффициент ресурса принимают так же, как и при вычислении его на контактную прочность. В результате имеем:

Для длительно работающих передач принимаю

В результате выбранных параметров допускаемые напряжения изгиба могут быть определены как:

1. Червячной зубчатой передачи

2.3.3 Материалы червяка и колеса.

По рекомендациям справочных таблиц для червяка принимаем сталь марки 40Х с улучшением и закалкой ТВЧ со следующими характеристиками: твердость зубьев в сердцевине ; на поверхности ; .

Материал зубчатого венца червячного колеса по мере убывания антизадирных и антифрикционных свойств и рекомендуемым для применения скоростям скольжения относим к I группе со скоростью скольжения

Принимаем II группу материал БрА10Ж4Н4, со следующими характеристиками: (табл. 2.14[2]).

2. Определение допускаемых напряжений.

1. Контактных

Для II группы материалов

– для червяков с твердостью на поверхности витков ≥45 HRC; – для червяков при твердости ≤ 350 HB.

2. Изгибных

Допускаемые напряжения изгиба вычисляем для зубьев червячного колеса

- коэффициент долговечности

;

– исходное допускаемое напряжение изгиба для материала II группы.

.

3. Предельные допускаемые напряжения.

При проверке на максимальную статическую или единичную пиковую нагрузку для материалов:

.

3Конструирование зубчатых передач редуктора

3.1Общие положения

Основной причиной выхода из строя зубчатых колес является повреждение зубчатых венцов. Целью проводимых расчетов является предотвращение выходов их из строя из-за поломок зубьев и выкрашивания их активных поверхностей в результате усталостных трещин.

3.2Р

асчет цилиндрического косозубого зацепления

Рис. 3.1 Кинематическая схема цилиндрической косозубой передачи

3. Определение межосевого расстояния

Межосевое расстояние определяется по формуле:

где – обобщающий коэффициент для косозубых колес;

u=3.55 – передаточное число;

– крутящий момент шестерни;

- допускаемое контактное напряжение;

– коэффициент ширины зубчатого венца;

– коэффициент перегрузки. Определяется по формуле:

где – учитывает влияние скорости. Принят ориентировочно из таблицы 2.9 (ист. 1), т.к. скорость не известна;

– коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки между зубьями;

– учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. Определяется из формулы:

где – коэффициент, учитывающий скорость зацепления;

– учитывает неравномерность распределения нагрузки в начальный период работы зацепления. Определяется по таблице 2.3 (ист. 1) в зависимости от коэффициента .

где .

Принимаю

Таким образом, определим:

Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки между зубьями определяется по формуле:

где – учитывает приработку зубьев.

где

Таким образом, коэффициент перегрузки составит:

После того как все коэффициенты выбраны, определяю межосевое расстояние:

Округляю полученное значение по ГОСТ 2185-66.

Принимаю ближайшее большее значение, .

3.2.2 Определение модуля зацепления

Модуль зацепления определяется по формуле:

Модуль выбираю по ГОСТ 9563-60.

Принимаю модуль .

3.2.3 Определение угла наклона зуба

Максимальный угол наклона зубьев косозубых колес составит:

Для нашего случая:

Суммарное число зубьев:

Для нашего случая:

Полученное значение округляем в меньшую сторону:

Действительное значение угла определяется:

Для косозубых колес .

3.2.4 Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни:

Принимаю

Для косозубых шестерен . Условие выполняется.

Число зубьев колеса:

3.2.5 Фактическое передаточное число

Определяется по формуле:

Фактическое значение передаточного числа не должно отличаться от номинального более чем на 4% для двухступенчатых редукторов. В данном случае условие выполняется.

3.2.6 Диаметры колес

Делительный диаметр d:

Шестерни:

Колеса:

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев колес:

3.2.7 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Действительное контактное напряжение, возникающее, в зацеплении определяется:

где для косозубых колес;

– ширина зубчатого венца колеса.

Отличие действительных напряжений меньше допускаемых составляет 7,2%, что приемлемо.

3.2.8 Силы в зацеплении

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

По найденным усилиям ведется расчет вала на кручение и изгиб. С помощью этих сил производится подбор подшипников качения.

3.2.9 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Расчетные напряжения изгиба в зубьях колеса определяется:

где – коэффициенты, учитывающие форму зуба и концентрацию напряжения. Определяются по таблице 2.8 (ист. 1) в зависимости от и ;

– коэффициент, учитывающий угол наклона зуба;

– учитывает перекрытие зубьев;

– коэффициент нагрузок.

Тогда:

Коэффициент, учитывающий угол наклона зуба определяется:

Коэффициент нагрузок определяется как:

где ;

.

C учетом найденных коэффициентов:

Расчетные напряжения изгиба в зубьях шестерни определяются как: