Пример определения nне при типовом режиме приведен в конце п. 3.1.2.

За исходную расчетную нагрузку T_1H при типовом режиме принимают, как и при ступенчатой циклограмме, наибольшую из нагрузок, число циклов действия которой превышает 0,03N_НЕ (пунктир на рис.3.1, б). Так, например, для типового режима V исходная расчетная нагрузка Т_1Н  0,7Т_1max, где – Н·м, Р_1max – Вт, ω₁ – рад/с.

Таблица 3.2

Номер режима работы по рис. 3.1, б	Расчет на контактную выносливость	Расчет на изгибную выносливость (п. 3.3.7)
	Н	Значения F при
		qF = 6	qF = 9
0 I II III IV V	1,00 0,50 0,25 0,18 0,125 0,063	1,00 0,30 0,14 0,06 0,038 0,013	1,00 0,20 0,10 0,04 0,016 0,004

Пример 1. определить эквивалентное число циклов напряжений для шестерни и колеса при требуемом ресурсе L_h, частоте вращения шестерни n₁ = const и ступенчатой циклограмме с тремя уровнями нагружения (рис. 3.1, а). Шестерня зацепляется с одним колесом (с=1). Передаточное число передачи u. Коэффициенты к и m принять по циклограмме, приведенной на рис. 3.1, а.

Предположив, что при первом уровне нагружения шестерня работает непродолжительное время, примем в качестве исходной расчетной нагрузки Т_1Н крутящий момент k₂·Т₁. Тогда по формуле (3.3)

Если первое слагаемое не превысит 0,03N_НЕ1, то исходная расчетная нагрузка k₂Т₁ выбрана верно и N_НЕ1, а также N_НЕ2 = N_НЕ1/u, можно использовать в расчетах. Если первое слагаемое превысит 0,03 N_НЕ1, то в качестве исходной расчетной нагрузки следует принять момент первого уровня нагружения k₁T₁, т. к. проверка показывает, что он длительно действующий и наибольший. В этом случае все нагрузки будут приводиться к новой исходной нагрузке k₁T₁, а значения N_НЕ1 и N_НЕ2 необходимо пересчитать заново по формуле (3.3).

Пример 2. Определить эквивалентное число циклов по данным примера 1 для особо легкого типового режима нагружения (рис.3.1, б; режим V).

суммарное число циклов напряжений . Так как коэффициент µ_Н = 0,063 (см. табл. 3.2), с = 1, то эквивалентное число циклов N_НЕ1 = _Н  N_1 = 0,063·60·1·n₁·L_h = 3,78·n₁·L_h, а N_НЕ2 = N_НЕ1/u.

3.1.3. расчетный коэффициент запаса прочности S_H для зубчатых колес принимает следующие значения:

S_H = 1,1 – при однородной структуре материала (нормализация, улучшение или объемная закалка);

S_H = 1,2 – при поверхностном упрочнении зубьев (поверхностная закалка, цементация, азотирование).

для ответственных передач, когда необходима высокая безопасность, значения S_H могут быть увеличены до 1,25 и 1,35 соответственно.

3.1.4. Значение коэффициента Z_R устанавливают по тому из зубчатых колес пары, зубья которого имеют более грубую поверхность. Принимают:

Z_R = 1 при 7-ом и более высоком классе шероховатости (R_a 1,25);

Z_R = 0,95 при 6-ом классе шероховатости (R_a = 2,5-1,25);

Z_R = 0,9 при 5-4-ом классах шероховатости (R_a = 10-5).

Шероховатость поверхности цилиндрических и конических колес выбирают в зависимости от принятой степени точности (см. табл. 2.3) с учетом следующих ориентировочных рекомендаций:

степень точности

4

5

6

7

8

9

(для закрытых передач не ниже 8)

класс шероховатости 9 8 8 7 6 5

Полученное значение класса шероховатости может быть скорректировано с учетом видов обработки, которые обеспечивают следующие классы шероховатости:

фрезерование, строгание, долбление – 5-7

шлифование – 6-10

шевингование – 7-9

притирка, обкатка – 8-11

накатывание роликом – на 1-2 класса выше исходной

дробеструйная обработка – на 1-2 класса ниже исходной.

При выборе метода обработки необходимо учитывать обрабатываемость материала, принимая во внимание его твердость. Например, колеса с твердостью поверхности Н  40 HRC_э практически не обрабатывают строганием, долблением или шевингованием, т. к. это трудно осуществимо. Их обычно шлифуют.

После выбора метода обработки оценивают возможное значение шероховатости и учитывают его при определении Z_R.

3.1.5. Коэффициент Z_v, учитывающий окружную скорость, определяют по формулам:

при Н  350 HV Z_v = 0,85v^0,1;

при Н  350 HV Z_v = 0,925v^0,05.

Для V  5 м/с принимают Z_v = 1.

Окружную скорость v приближенно можно определить по формулам (1.3) и (1.4).

3.1.6. Коэффициент Z_L, учитывающий влияние смазки, при расчетах принимают равным 1.

3.1.7. Коэффициент Z_x, учитывающий размер зубчатого колеса, находят в зависимости от делительного диаметра d по формуле

При d  700 мм принимают Z_x = 1. Приближенно величину d можно найти по формулам (1.3) – (1.5) или использовать данные п. 3.1.5.

3.2. Допускаемые напряжения _НРmax при расчете на контактную прочность

Расчетное напряжение _Нmax, создаваемое наибольшей нагрузкой Т_1max (см. рис. 3.1, а, б) из числа подводимых к передаче и действующих даже однократно, не должно превышать допускаемое напряжение _НРmax. Значения _НРmax находят отдельно для шестерни и колеса.

3.2.1. Для зубьев зубчатых колес, подвергнутых нормализации, улучшению или объемной закалке с низким отпуском

_НРmax = 2,8·_Т,

где _Т – предел текучести материала, МПа (см. табл. 2.1).

3.2.2. Для зубьев цементированных, а также подвергнутых контурной закалке после нагрева ТВЧ

_НРmax = 44·Н_HRCэ.

3.2.3. Для зубьев азотированных

_НРmax = 3·Н_HV.

3.3. Допускаемые напряжения _FР при расчете на

выносливость зубьев при изгибе

Допускаемые напряжения _FP при расчете на выносливость зубьев при изгибе, МПа, определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле

, (3.4)

где _Flimb – предел выносливости зубьев при изгибе, МПа (см. формулу (3.5));

S_F – коэффициент безопасности;

Y_N – коэффициент долговечности;

Y_δ – коэффициент, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений;

Y_R – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности;

Y_X – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса.