2. Определение допускаемых напряжений.

2.1 Допускаемые контактные напряжения при расчете на сопротивление усталости.

1. Число циклов перемены напряжений за весь срок службы передачи.

N_HE1= 60 * t_ч* n₁= 60 * 10⁴* 950 = 570 * 10⁶;

N_HE2= N_HE1 / u = 570 * 10⁶/ 2,06 = 276,7 * 10⁶.

2. Базовое число циклов.

N_H0= 6,8 * 10⁷.

3. Коэффициенты долговечности.

K_HL1(2) = ⁶N_H01(2)/N_HE1(2)

Т.к. N_HE1(2)> N_H0K_HL1(2)= 1

4. Пределы контактной выносливости.

_Hlim= 1,7 * H_HRC+ 200 = 1,7 * 47,5 + 200 = 1007,5 МПа

5. Коэффициент.

S_H1(2)= 1,1.

6. Допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса.

[]_H1(2)=_Hlim* K_HL1(2)* z_R* z_v/ S_H1(2)

z_R= z_v= 1

[]_H1= 1007,5 * 1 * 1 * 1 / 1,1 = 915,9 МПа

[]_H2= 1007,5 * 1 * 1 * 1 / 1,1 = 915,9 МПа

7. Расчетное допускаемое напряжение

[]_H = []_H1 = []_H2 = 915,9 Мпа

2.2 Допускаемое напряжение при расчете на сопротивление усталости при изгибе.

1. Пределы выносливости при изгибе.

_Flim= (500 + 550) / 2 = 525 МПа

2. Наработки и базовое число циклов

N_FE1= N_HE1= 570 * 10⁶

N_FE2= N_HE2= 276,7 * 10⁶

N_F0 = 4 * 10⁶

3. Коэффициент запаса

S_F1(2)= 1,7

4. Коэффициент долговечности

N_FE1 > N_F0; N_FE2 > N_F0 => K_FL= 1.

5. Допускаемое напряжение изгиба шестерни и колеса.

[]_F1(2)=_Flim* Y_R* Y_z* Y_* Y * K_FC* K_FL / S_F1(2)

[]_F1= 525 * 1 * 1 * 1 * 1 * 1 * 1 / 1,7 = 308,8 Мпа

[]_F2= 525 * 1 * 1 * 1 * 1 * 1 * 1 / 1,7 = 308,8 МПа

[]_F= 308,8 МПа

Проектировочный расчет зубчатой цилиндрической передачи.

1) Определение диаметра шестерни, исходя из контактной выносливости зубьев.

d_H1= K_d ³T₁*K_H*(u+1)/(u*_bd*[]²_H)

K_dвспомогательный коэффициент для стали

K_d= 770 МПа^1/3– для прямозубой передачи

_bd= 7…8/z₁= 8/25 = 0,32

K_H- коэффициент распределения нагрузки по длине зуба, выбирается по таблице, в зависимости от критериев:

- значение _bd

- H₁₍₂₎– твердости зубьев

- Расположение шестерни относительно опор

- Относительная жесткость вала

K_H = 1,12

d_H1 = 770*³ 37,86*1,12*(2,08+1)/(2,08*0,32*(915,9)²) = 47,44 мм

2) Определение расчетного модуля, исходя из контактной выносливости.

m_H = (d_H1/z₁) cos= 47,44/25 * cos 0 = 1,89

3) Определение расчетного модуля, исходя из изгибной выносливости зубьев шестерни

m_F= K_m*³T₁* K_F*Y_F1/(_bd*z₁²* []_F)

K_m= 13,8 – для прямых зубьев

Y_F1– коэффициент формы зуба, выбирается по таблице, в зависимости от эквивалентного числа зубьев

Y_F1= 3,9

K_Fвыбирается так же, как и K_Hи равен K_F= 1,2

m_F= 13,8*³37,86*1,2*3,9/(0,32*25²*308,8)= 1,96

4) Больший из двух модулей округляем по стандартному ряду.

m = 2

5) Определение геометрических параметров передачи.

5.1 Межосевое расстояние

a_= m*(z₁+z₂)/(2*cos)= 2*(25+52)/2= 77 мм

5.2 Делительный диаметр

d₁₍₂₎= m*z₁₍₂₎/ cos

d₁= 2 * 25 = 50 мм

d₂= 2 * 52 = 104 мм

5.3 Ширина зубчатого венца

b₂= d₁*_bd= 0,32*50 = 16 мм

b₁= 20 мм

5.4 Диаметр вершин

d_a1(2)= d₁₍₂₎+ 2*m

d_a1= 50+4 = 54 мм

d_a2= 104+4 = 108 мм

5.5 Диаметр впадин

d_f1(2)= d₁₍₂₎– 2,5 * m

d_f1= 50 - 5 = 45 мм

d_f2 = 104 – 5 = 99 мм

№	параметр	Обозн.	Шестерня	Колесо
1	Модуль	m	2
2	Угол наклона зубьев	b	0
3	Межосевое расстояние	aw	77
4	Ширина зубчатого венца	b	20	16
5	Число зубьев	z	25	52
6	Делительный диаметр	d	50	104
7	Диаметр вершин	da	54	108
8	Диаметр впадин	df	45	99