3.1.3. Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемые напряжения при расчёте на контактную усталость активных поверхностей зубьев определяются по уравнению:

, где

Предел контактной выносливости:

(3, табл. 8.9);

,

.

S_H=1,2 – коэффициент безопасности (3, табл. 8.9).

Коэффициент долговечности:

, но .

Базовое число циклов N_HO:

(3, рис. 8.40),

(3, рис. 8.40).

Тогда:

,

.

Таким образом, допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

;

.

Расчетные допускаемые контактное напряжение:

.

3.3.4. Определение допускаемых изгибных напряжений

.

Предел изгибной выносливости (1, табл. 6,16).

Принимаем:

, .

S_F=1,75 – коэффициент безопасности (3, табл. 8.9).

K_FC=1 – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.

Коэффициент долговечности:

, но .

q=9 – показатель степени при твердости шестерни и колеса больше 350НВ

- базовое число циклов для всех сталей:

Так как , то K_FL1=1.

Так как , то K_FL2=1.

Таким образом, допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса:

;

.

3.3.5. Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при изгибе

Контактные (при закалке ТВЧ):

,

.

Изгибные (при твердости зубьев более 350НВ):

.

3.3.6. Расчет геометрических параметров передачи

Межосевое расстояние:

.

- числовой коэффициент для косозубых колес.

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (3, рис. 8.15).

Принимаем ширины колеса относительно межосевого расстояния .

Тогда коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра:

.

Тогда

.

Принимаем согласно ГОСТ 2185-66 (5, табл. 4.2.3).

Ширина зубчатого венца колеса:

, что согласуется с таблицей нормальных линейных размеров (6, табл. 18.1).

Ширина венца шестерни:

.

Принимаем предварительно и .

Модуль зацепления:

.

Принимаем согласно ГОСТ 9563-60 (5, табл. 4.2.1).

Суммарное число зубьев передачи:

.

Действительный угол наклона зуба:

.

Число зубьев:

,

.

Фактическое передаточное число:

Погрешность передаточного числа:

.

Делительные диаметры:

;

,

.

Диаметры вершин:

;

Диаметры впадин:

;

Коэффициент торцевого перекрытия:

.

Средняя окружная скорость колес:

.

Принимаем 9 степень точности (1, табл. 6.7).

3.3.7. Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

Проверка контактных напряжений для непрямозубых конических колес производится по формуле:

,

- коэффициент, учитывающий механические свойства материала для стальных колес.

Коэффициент, учитывающих форму сопрягаемых поверхностей:

.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

.

, где

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

(1, рис.6.13);

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца (1, рис. 6.11);

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (3, табл. 8.3)

Тогда расчетные контактные напряжения:

.

Проверочный расчет выполняется, т.к. .

3.3.8. Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба

Проверка изгибной прочности для непрямозубых конических колес производится по формуле:

,

Определяем менее прочное зубчатое колесо.

Число зубьев биэквивалентного колеса:

;

,

.

Тогда коэффициент, учитывающих форму зубьев (3, рис. 8.20):

;

.

Находим отношение

,

Так как , то расчет ведем по шестерне ( , .

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

- коэффициент, учитывающий наклон зубьев.

Расчетная окружная сила:

.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

.

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (3, рис. 8.15).

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (3, табл. 8.3).

Тогда расчетные контактные напряжения:

.

Проверочный расчет выполняется, т.к. .

3.3.9. Проверочный расчет на выносливость при перегрузках

Максимальные контактные напряжения при перегрузках:

.

Проверочный расчет выполняется, т.к.

Максимальные напряжения изгиба при перегрузках:

.

Проверочный расчет выполняется, т.к. .

3. Расчет зубчатых передач.

3.1. Расчет конической передачи с круговым зубом быстроходной ступени редуктора

Для повышения плавности работы передачи принимаем конические колеса с круговым зубом с углом наклона линии зуба .

3.1.1. Выбор материала зубчатых колес

Выбираем для шестерни и колеса материал сталь 40Х. Механические характеристики сердцевины – σ_В=950МПа, σ_Т=950МПа (3, табл.8.8). Термообработка шестерни – улучше­ние, твердость примерно 280НВ, термообработка колеса – улучшение, твердость примерно 260НВ.

3.1.2. Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений

Срок службы передачи:

.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность:

, где

с=1 – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым,

, частоты вращения при Т₁ и Т_2,

m/2=3 – показатель степени (3, табл. 8.10).

- для шестерни:

.

-для колеса:

.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете зубьев на выносливость при изгибе:

, где

q=6 – показатель степени при HB<350.

- для шестерни:

.

- для колеса:

.