Методические указания к выполнению курсового проекта и расчётно-графических заданий по дисциплине «Деталям машин», страница 79

По формуле, приведенной в табл. 13.3. для стали 40Х, НВ240 и НВ270 базовый предел выносливости зубьев по излому от напряжений изгиба

σ_{F lim b} = 260 + НВ

Для колес обеих ступеней:

σ_{F lim b} = 260 + 240 = 500 МПа

Для шестерен обеих ступеней:

σ_{F lim b} = 260 + 270 = 530 МПа

Принимаем коэффициент безопасности S_F=1,75.

В связи с тем, что передача нереверсивная К_FC=1.

Расчетное число циклов нагружения при расчете на изгиб равно числу циклов, вычисленных нами ранее при определении допускаемых контактных напряжений, т.е. N_FE= N_Н, тогда

N_FE1 = ,

N_FE2 = 1,84,

N_FE3 = 1,84,

N_FE4 = 0,584.

Так как во всех случаях расчетное число циклов нагружения больше базового, т.е.

N_FE4 =54,8*10⁶≥ N_FO=4*10⁶

Поэтому получаем:

        K_HL =  =1

Допускаемые напряжения изгиба:

а) для шестерен обеих ступеней

 [σ_F] = 530/1,75=302,86 МПа

б)   для колес обеих ступеней

  [σ_F] = 500/1,75=285,7 МПа 

4. РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.

4.1. В начале рассчитаем вторую прямозубую пару, как более нагруженную и в основном определяющую габаритные размеры редуктора. Предварительный расчет выполняем по формуле:

a_w2=

Определим предварительные значения коэффициентов, входящих в эту формулу. Для стальных прямозубых колес К_а=49,5.

Зубчатое колесо расположено не симметрично относительно опор, поэтому по табл. 14.1. принимаем предварительно

Ψ_ba=0,4

При постоянном режиме нагрузки предварительно принимаем К_НВ=1.

Подставляя в формулу выбранные нами значении:

U=3,15;      Т₄=475,0*10³ Н*мм;        К_НВ=1;       [σ_Н]=500 МПа,

Получим

a_w2=

4.2. Полученное значение a_w2 округляем до ближайшего стандартного значения.

Принимаем a_w2=160 мм.

4.3. Определяем рабочую ширину венца колеса:

b₄= Ψ_ba*a=0,4*160=64 мм.

4.4. Из условия сопротивления зуба изгибной усталости определяем предварительное значение модуля передачи по формуле 15.2.

m=(0,01…0,02)* a_w=(0,01…0,02)*160=1,6…3,2 мм

Полученное значение m округляем до ближайшего стандартного значения.

Принимаем m=2,5 мм.

4.5. Определяем числа зубьев колес

Суммарное число зубьев определим по формуле 15.3.

Z_Σ= =

Число зубьев шестерни:

Z₃= Z_Σ/(U+1)=128/(3,15+1)=31

Принимаем Z₃=31.

Число зубьев колеса:

Z₄= Z_Σ-Z₃=128-31=97

Принимаем окончательно Z₄=97.

4.6. Фактическое значение передаточного числа второй ступени: