Конструирование и расчет деталей машин (стр. 2 из 6)
для вала 1:
для вала 2:
;для валов 3 и 4:
;для вала 5:
;Базовое число циклов для шестерен
, для колес 
.Коэффициент долговечности:
Так как
> 
, то принимаем 
.Так как
< , то 
.Предел контактной выносливости:
,где
- предел контактной выносливости, соответствующий общему числу циклов перемен напряжений, МПа;
Допускаемое контактное напряжение:
В качестве допустимого контактного напряжения, учитывая большую разницу средних твердостей поверхностей зубьев их колес, принимаем меньшее из двух полученных по зависимостям:
Принимаем
Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба
и 
, которые определяются по выражению: 
,где
- предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений, МПа; 
- коэффициент безопасности; 
- коэффициент, учитывающий шероховатость рабочих поверхностей зубьев; 
- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости.Эквивалентное число циклов перемен напряжений:
где
при НВ≤350; 
при НВ<350;для вала 1:
циклов;для вала 2:
циклов;для валов 3 и 4:
циклов;для вала 5:
циклов;Коэффициент долговечности:
,где
- базовое число циклов перемен напряжений. 
Предел выносливости зубьев:
,где
- предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений = 1,8НВ МПа 
Допускаемые напряжения на изгиб:
для шестерен
для колёс
Аналогичный расчет допускаемых напряжений можно провести на ЭВМ, что позволяет расширить диапазон поиска необходимого материала.
3. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРА
Основные положения.
Основной причиной выхода их строя зубчатых колес является повреждение их зубчатого венца.
Целью проводимых расчетов является предотвращение выхода из строя из-за поломки зубьев и выкрашивания их рабочих поверхностей в результате развития усталостных трещин.
Определение основных коэффициентов для расчета передачи.
Вспомогательный коэффициент
определяется по вспомогательному параметру 
, который отражает зависимость рабочей ширины зацепления относительно диаметра шестерни 
, тогда 
.Вспомогательный параметр
определяется по таблице 
. 
Вспомогательный коэффициент
определяется в зависимости от вида передачи. Для косозубой передачи =43.Коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубой передачи
=1,1.Коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца по табл.
=1,1, 
Коэффициент динамической нагрузки. Для передач 6-8-й степени точности рекомендуется принимать для косозубой передачи
=1,08.Определение основных параметров передачи.
Межосевое расстояние:
Так как редуктор соосный, принимаем большее межосевое расстояние равноеа=197 мм
Определим контактное напряжение при действии максимальной нагрузки по формуле:
,где
- максимальный пусковой момент из графика нагрузки, 
. 
Допускаемое контактное напряжение при действии максимальной нагрузки:
где
- предел текучести материала, МПа.Проверим выполнение условия:
.692,2<1400 и 651,8<1400- данное условие выполняется.
Принимаем угол наклона зубьев для косозубых колес
, 
Принимаем число зубьев шестерен Z1=21, Z3=23
Число зубьев колеса
, 
Модуль передачи
.Примем по ГОСТ модуль для первой и второй пары 3 мм. Проведем корректировку угла наклона зубьев в связи с выбором стандартного модуля:
