Определение допускаемых контактных напряжений

, МПа,

где σ_Нlim – предел контактной выносливости при базовом числе циклов напряжений N_H0:

для шестерни  МПа;

для колеса  МПа;

Z_N – коэффициент долговечности;

S_H – коэффициент запаса прочности, S_H = 1,1.

Базовое число циклов напряжений:

для шестерни ;

для колеса .

Расчетное число циклов напряжений за весь срок службы передачи при постоянном режиме нагружения:

,

где n – частота вращения шестерни, колеса, мин^-1;

с – число зацеплений зуба за один оборот колеса. Для нереверсивной передачи с = 1;

L_h – срок службы передачи, ч:

,

где L – число лет работы передачи, L = 5 лет;

Кг – коэффициент годового использования передачи, Кг = 0,85; Кс – число смен работы передачи в сутки, Кс = 3.

.

Расчетное число циклов напряжений:

– для шестерни

;

– для колеса

.

Для длительно работающих передач при N_K > N_H0 коэффициент долговечности равен:

                                 .

– для шестерни .

– для колеса .

Допустимые контактные напряжения:

– для шестерни МПа;

– для колеса МПа.

Расчетное допускаемое контактное напряжение:

МПа.

Определение допускаемых напряжений изгиба

, МПа,

где s_Flim – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений:

– для шестерни МПа;

– для колеса МПа;

S_F – коэффициент запаса прочности, S_F = 1,7;

Y_R – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, Y_R = 1;

Y_Z – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки шестерни и колеса. Для поковок и штамповок Y_Z = 1;

Y_А – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. При нереверсивной передаче Y_А = 1,0;

Y_N – коэффициент долговечности:

,

где N_F0 – базовое число циклов напряжений. Для сталей N_F0 = 4×10⁶ .

Так как расчетное число циклов напряжений для шестерни N_K1 = 214×10⁷ и для колеса N_K2 = 59×10⁷ больше базового числа циклов
N_F0 = 4×10⁶, то принимаем Y_N = 1,0.

Допускаемые напряжения изгиба:

– для шестерни – МПа;

– для колеса – МПа.

Определение межосевого расстояния:

                       , мм,

где K_a   = 450 МПа^1/3 – вспомогательный коэффициент;

u – передаточное число, u = 3,6;

T₁ – вращающий момент на шестерне, Т₁ = 75 Н×м;

K_H – коэффициент нагрузки, для прямозубой передачи предварительно принимаем К_н = 1,3;

y_{b а}   – коэффициент ширины венца колеса. При симметричном расположении прямозубых колес относительно опор выбираем y_{b а}   = 0,315.

мм.

Принимаем из ряда стандартных чисел (с.11) а _w = 160 мм.

Определение модуля передачи

Минимальное значение модуля из условия прочности на изгиб

, мм,

где K_m = 6,8·103 – для прямозубой передачи; b₂ – ширина венца колеса

мм.

Принимаем b₂ = 50 мм.

мм.

Максимально допустимый модуль передачи:

мм

Принимаем по ГОСТ 9563-80 стандартное значение окружного модуля: m = 2 мм.

Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса

                                 .