Допустимі контактні напруження для шестірні і колеса

Тоді розрахункові контактні напруження

Допустимі напруження на втому при згині визначимо за формулою

де - границя витривалості при згині, що відповідає базі випробувань N_F0=410⁶ циклів, при коефіцієнті асиметрії R=0 і визначається за рекомендаціями табл.3.7[1] в залежності від матеріалу і виду термообробки:

У розрахунках зубців на втому при згині допустиме напруження визначаємо окремо для зубців шестерні і колеса за формулою (3.6)[1]

_,

Коефіцієнт довговічності

;

.

де N_FE - еквівалентне число циклів зміни напружень згину за термін служби передачі

;

де µ_F = коефіцієнт режиму навантаження, що вибирають по таблиці 3.4 [1], в залежності від режиму навантаження і показника кривої втоми, µ_F =0,3.

Так як N_FO<N_FE, то беремо Y_N1=Y_N2=1 – це коефіцієнт, що враховує шорсткість перехідної поверхні при R_z<40 мкм Y_R1= Y_R2= Y_R=1.

Коефіцієнті запасу міцності S_F=2.

3 Розрахунок закритої конічної зубчастої передачі

Вихідними даними для проектного розрахунку передачі є такі:

- розрахункове діюче навантаження Т₁=84,22 Нм;

- передаточне число передачі u=4;

- типовий режим роботи передачі – важкий (В) та строк служби h=15000год;

- матеріал зубчастих коліс та їх термообробка, твердість активних поверхонь.

Визначаємо зовнішній ділильний діаметр колеса та зовнішнього модуля передачі. Попередньо беремо коефіцієнт ширини зубчастих вінців і визначаємо коефіцієнт ширини відносно діаметра

.

Для стальних зубчастих коліс величина допоміжного коефіцієнта . В залежності від значення і схеми розміщення коліс відносно опор і твердості матеріалу визначають величину коефіцієнта К_Н - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині зубчастого вінця. При для схеми №2 і твердості <350 одиниць, за допомогою інтерполювання знаходимо що коефіцієнт К_Н =1,13876 (табл. 4.1 [1]).

Мінімальний зовнішній ділильний діаметр конічного колеса

Вибираємо число зубців шестірні , а число зубців колеса . Приймаємо .

В отриманому фактичному значенні передаточного числа відхилень від заданого немає.

Визначаємо зовнішній модуль зубців передачі

Отримане значання узгоджуємо із стандартним значенням (табл.3.10) і приймаємо мм.

Визначення геометричних розмірів шестірні і колеса.

Зовнішні ділильні діаметри шестірні та колеса

Зовнішня конусна відстань

Ширина зубчастих вінців

Cередня конусна відстань

Cередній модуль зубців

Середні ділильні діаметри шестірні та колеса

Кути при вершинах ділильних конусів шестірні та колеса

Базові параметри вихідного контуру: кут профілю =20; коефіцієнт висоти головки зубця h_а = 1; коефіцієнт висоти ніжки зубця h_f = 1,2; коефіцієнт радіального зазору с^*=0,2.

Розміри зубців конічних зубчастих коліс (рис.12.2.2):

зовнішня висота головки зубця

зовнішня висота ніжки зубця

зовнішня висота зубця

зовнішні діаметри вершин зубців

зовнішні діаметри западин

кути головки _а та ніжки _f зубця

звідси ;

кути конуса вершин зубців шестірні і колеса

;

кути конуса западин зубців

;

Параметри еквівалентної циліндричної передачі:

модуль зубців еквівалентних коліс m_v дорівнює середньому коловому m

m_v= m=3,02758 мм;

ширина вінця еквівалентної передачі

Ділильні діаметри еквівалентних циліндричних коліс

число зубців еквівалентних коліс

передаточне число

;

коефіцієнт перекриття у прямозубій конічній передачі

.

Колова швидкість зубчастих коліс

За даними таблиці 3.12 виберемо 7-й ступінь точності для всіх показників точності зубчастих коліс та передачі.

Розрахунок передачі на контактну втому і втому при згині. Сили у зачепленні:

колова сила

радіальна сила на шестірні дорівнює осьовій силі на колесі

осьова сила на шестірні дорівнює радіальній силі на колесі

Величина контактних напружень на робочих поверхнях зубців.

Розрахункові коефіцієнти Z_E, Z_H беремо такі ж, як і для циліндричної передачі, тобто Z_E=275 МПа^1/2 , Z_H=1,77 , а коефіцієнт

.

Можна вважати, що стійкість зубців проти втомного викришування їхніх активних поверхонь забезпечується, оскільки розрахункове контактне напруження МПа не перевищує допустиме МПа , а недовантаження передачі становить менше допустимих 15%.

Перевіряємо міцність передачі на контактну втому. Питома колова сила

де К_Н - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубцями. Для прямозубих конічних передач К_Н=1;

К_Н - коефіцієнт визначили раніше;

К_Нv – коефіцієнт, що враховує внутрішні динамічні навантаження. Беремо такий самий, як для циліндричної передачі при коловій швидкості =5,34 м/с, використовуючи метод інтерполяції (табл.3.13, [1]) К_Нv =1,17619. Тоді

Перевіряємо міцність передачі на втому при згині.

.

Тут коефіцієнт форми зубців Y_F для прямозубих передач знаходиться за даними табл.3.16 [1] в залежності від еквівалентного числа зубців і . Y_F1=3,992 , Y_F2=3,75.

Для конічних передач з прямими зубцями коефіцієнти Y_=1 i Y_=1.

Міцність зубців на втому при згині перевіряють окремо для шестерні та колеса.

Перевіряємо міцність передачі при короткочасних перевантаженнях. Розрахунок за цими критеріями зводиться до перевірки виконання двох умов

;

;

Тут К_п =1,4 – коефіцієнт перевантаження, беремо рівним відношенню Т_max до номінального Т_н, які беруться із таблиці електродвигунів.