2. Определение допустимых контактных напряжений при расчете на выносливость

Пределы контактной выносливости поверхностей зубьев шестерни и колеса.

МПа -ш

МПа -к

коэффициент безопасности нормализованных колёс.

Для постоянного режима работы привода эквивалентное число циклов перемены напряжений для шестерни:

Рассчитаем число часов работы передачи на расчётный срок службы привода([1], ф. 3.7, с. 9).

С= 1-число колёс, находящихся одновременно в зацеплении с шестерней.

Здесь: L= 5лет – срок службы привода

Эквивалентное число циклов колеса

Т.к. и , то коэффициент долговечности принимаем

Рассчитаем допустимые контактные напряжения при расчёте на выносливость для шестерни и колеса ([1], ф. 3.5, с. 8):

_{За расчётное принимаем напряжение}

2.3 Определение допускаемых контактных напряжений при расчёте на контактную прочность при действии максимальной нагрузки.

Предельно допускаемое напряжение для шестерни и колеса при нормализации и улучшении равны([1], ф. 3,15, с. 15):

Где - пределы текучести

2.4 Проектированный расчёт на контактную выносливость

Параметр _bd выбираем в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев и расположения колеса относительно опор ([1],табл. 11, с. 59)

Средний диаметр шестерни([1],ф. 4.1, с. 21):

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба.

U= 3 передаточное число конической передачи

Окружная скорость шестерни([1], ф. 1.4, с. 21):

_{Что меньше 2,5 м/с ([1], 5.2, с. 38).}

Следовательно, передача косозубая

Рабочая ширина зубчатого венца шестерни и колеса ([1], ф. 5.2, с. 38):

По ГОСТ 6636-99 ([1], табл. 12, с. 59) принимаем =21мм

Определяем углы делительных конусов с использованием таблиц:

По формуле 5.3 ([1], с. 38):

По формуле 5.4 ([1], с. 38):

Внешний диаметр вершин зубьев шестерни ([1], 5.5, с. 38):

Внешнее конусное расстояние

Проверяем рекомендацию по формуле 5.7 ([1], с. 39):

параметр выбран правильно.

Внешний окружной модуль([1], 5.8, с. 39):

По ГОСТ 6636-69 ([1], табл. 6, с. 38) принимаем

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формуле ([1], ф. 4.7, с. 22):

Принимаем =38

Рассчитываем передаточное число ([1], ф. 4.8, с. 22):

ро

_вава

Внешние диаметры шестерни и колеса

Средний диаметр шестерни и колеса

2.5 Проверочный расчёт на выносливость по контактным напряжениям

Окружная скорость шестерни

По ГОСТ 1643-72 ([1], табл.17, с.62) назначаем 9 степень точности.

По табл. 16 ([1], с. 62) коэффициент, учитывающий разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса:

По табл.15 ([1], с. 61) коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи

Находим удельную окружную динамическую силу в зоне наибольшей концентрации([1], ф. 4.22, с. 25)

Где =1;

окружная сила,

Определяем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении([1], ф. 4.23, с. 26)

Тогда удельная расчётная окружная сила ([1], с. 25):

Определяем коэффициент торцового перекрытия([1], ф. 1.19, с. 25):

По рекомендациям для стальных колёс

для колёс прямозубых конических колёс

= 1.77 =1,54;

Определяем рабочее контактное напряжение([1], ф. 4.13, с. 23).

где z_н- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей ([1], с. 24) ;

z_м - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных поверхностей ([1], с. 14) z_m = 275.

Недопряжение в пределах нормы.