3.5. Проверочный расчет зубчатых передач по сопротивлению контактной усталости

Условие прочности зубчатой передачи по сопротивлению контактной усталости

(3.31)

- действующее контактное напряжение в полюсе зацепления реальной зубчатой передачи

- контактные напряжения в полюсе зацепления зубчатойпередачи без учета дополнительных загрузок

- коэффициент концентрации загрузки при расчете на сопротивление контактной усталости;

- уточненное значение допускаемых контактних напряжений.

(3.32)

– коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес; для стальных колес Мпа^-0,5

- коэффициент, учитывающих форму сопряженных поверхностей зубьев колес;

(3.33)

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

для косозубых колес

, (3.34)

для прямозубих колес

(3.35)

- окружная сила на делительном цилиндре шестерни

Н (3.36)

Коэффициент загрузки

(3.37)

- коэффециент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зацепляющимися парами зубьев:

(3.38)

- степень точности передачи по ГОСТ 1643-81, назначается в зависимости от окружной скорости, по таблице 3.33 [3. С.86].

Окружная скорость:

м/с (3.39)

- коэффициент учитывающий динамическую нагрузку, зависит от окружной скорости и твердости зубчатых колес; по таблице 3.16 [3. С. 70]

. – коэффициент концентрации нагшрузки по ширине зубчатого венца. Определяется по рисунку 3.14 [3. С.69] или по таблице 3.5 [2. С.39] зависит от твердости зубьев и коеффициента ширины венца по делительному диаметру и от схемы расположения колес относительно опор.

Уточняем допускаемое контактное напряжение

(3.40)

по таблице 3.18 [3. С.72]

, либо по рисунку 3.17 [3. С.72]

принимаем .

Условие прочности должно бать выполнено и проверено отклонение действующих напряжение от допускаемых

, (3.41)

Фактическое отклонение должно соответствовать диапазону

.

В случае, когда условие прочности не выполняется, следует изменить ширину венца колеса при соблюдении равенства (3.12). Если эта мера не даст должного результата, необходимо увеличить межосевое расстояние и снова выполнить проектировочный расчет (3.10)-(3.30). Либо назначить другие материалы колес пересчитать допустимые контактные напряжения и параметры передачи.

3.6. Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба определяются раздельно для шестерни и колеса

(3.42)

- предел выносливости зубьев при изгибе

(3.43)

- базовый предел выносливости при изгибе, по таблице 3.19 [3. С.74]:

Мпа для

- коэффициент долговечности зубьев колес

(3.44)

- базовое число циклов перемен напряжений для зубьев колес

Эквивалентные числа циклов перемен изгибных напряжений действующих на зубья колес редуктора

для шестерни

циклов – (3.45)

- коэффициент, учитывающий график нагрузки;

(3.46)

для колеса

циклов (3.47)

- параметр кривой усталости,

при ,

при .

Значения При условии принимают .

- коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, таблица 3.20 [3. С. 75]

- коеффициент учитывающий чувствительность свойств материала к концентрации напряжений и градиент напряжений

(3.48)

- коэффициент, учитывающий влияние 10убчатих10х размеров 10убчатих колес;

(3.49)

- коэффициент шероховатости,

при зубофрезеровании и шлифовании

при полировании ; (большие значения при улучшении и закалке)

- минимальный коэффициент запаса прочности

(3.50)

- коэффициент учитывающий нестабильность свойств материала, по табл. 3.19 [3. С.74]

- коэффициент учитывающий способ получения заготовки табл. 3.21 [3. С.75]