2. Проверочный расчет зубьев конического колеса на выносливость по контактным напряжениям

В силовых передачах зубья шестерни чаще попадают в зацепление (в передаточное число раз), чем зубья колеса. Поэтому материал и термообработку шестерни назначают такими, чтобы ее зубья имели большее допускаемое контактное напряжение _HР1 , чем зубья колеса _HР2 .

Контактные напряжения на рабочих поверхностях зубьев шестерни и колеса равны. Контактная прочность зубьев колеса меньше, поэтому именно зубья колеса подвергают проверочному расчету на контактную выносливость [5, с. 184]:

(5.5)

где Т_1Н – расчетный крутящий момент на шестерне, Нм; его вычисляют по зависимости: ;

d_e1 – внешний делительный диаметр шестерни, мм;

_H, _HР2 – фактическое (в зоне зацепления) и допускаемое контактные напряжения для материала колеса, МПа.

Уточнение расчетных коэффициентов нагружения передачи выполняют по значению фактической окружной скорости в зацеплении колес:

По величине фактической окружной скорости уточняют степень точности изготовления конической передачи (табл. 3.4). Затем по уточненной степени точности изготовления передачи вычисляют по ф. (3.5) коэффициент К_H и выбирают по табл. 3.8 коэффициент K_HV.

Современные технологии общего машиностроения допускают запас прочности зубьев колес не более 15…20%, а перегрузку зубьев по контактным напряжениям не более 5% [5, с. 159]:

Если запас контактной прочности зубьев колеса превышает 15…20%, то следует уменьшить длину зуба b_w до ближайшего предшествующего по ГОСТ 12289-76 или заменить материалы и термообработку колеса и шестерни с целью понижения поверхностной прочности их зубьев.

Если зубья колеса перегружены более чем на 5%, то необходимо:

• увеличить длину зуба колеса b_w;

• перейти к следующему стандартному значению внешнего делительного диаметра колеса d_e2 ;

• заменить материалы и термообработку шестерни и колеса с целью повышения поверхностной прочности их зубьев;

• расчет повторить.

2. Проверочный расчет зубьев конических колес на выносливость по напряжениям изгиба

Проверочный расчет зубьев колес на выносливость по напряжениям изгиба выполняют по зависимостям [5, с. 185]:

где Y_Fi – коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса; их выбирают по табл. 4.5 в зависимости от эквивалентного числа зубьев Z_Vi

F_t – окружная сила в зацеплении, Н;

b_W , m – ширина зубчатого венца и модуль зацепления, мм;

– коэффициент, учитывающий влияние типа зуба на несущую способность передачи (см. табл. 5.1).

Эквивалентное число зубьев конического прямозубого колеса определяют по формуле:

Эквивалентное число зубьев конического колеса с круговым зубом при β = 35⁰ [5, с.191]:

Современные технологии общего машиностроения допускают запас прочности зубьев колес по напряжениям изгиба не более 15…20%, а перегрузку зубьев – не более 5% [5, с. 159]:

Если запас прочности по напряжениям изгиба превышает 20%, то это допустимо, т.к. нагрузочная способность большинства закрытых зубчатых передач ограничивается контактной прочностью зубьев [5, с. 159].

Поскольку основная причина разрушения зубьев закрытых передач – это усталостное поверхностное выкрашивание рабочих поверхностей, то есть Питтинг-процесс, то запас прочности зубьев по напряжениям изгиба может быть и более 20%.

Если зуб перегружен более чем на 5%, то следует:

• увеличить длину зуба;

• перейти к большему стандартному значению модуля, соответственно изменяя числа зубьев шестерни и колеса;

• повторить проверочный расчет зубьев на изгиб. При этом внешнее конусное расстояние передачи и внешний делительный диаметр колеса не следует изменять, чтобы не нарушилась контактная прочность зубьев.