2.4 Определение допускаемых напряжений

2.4.1. Определение контактных допускаемых напряжений:

.

- предел контактной выносливости зубьев;

- коэффициент безопасности для поверхностно-уплотненных зубьев (цементация) . [1. см. с.23].

, для шестерни;

, для колеса.

Предел контактной выносливости:

.

В качестве расчетного принимаем .

2.4.2 Определение изгибных допускаемых напряжений.

.

Коэффициент надежности при работе зубьев на изгиб .

- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба. Для шлифованных и фрезерованных зубьев при классе шероховатости не ниже 4-го .

- коэффициент долговечности =1

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колес. =1

- коэффициент влияния двустороннего приложения нагрузки. =0.75

Способ термической или химической обработки	Группа сталей	Твердость зубьев	, МПа
Цементация и закалка	20Х2НЧА	56 HRC	800	1.75

(МПа)

1.4.3. Определение предельных допускаемых напряжений

.

Допускаемые максимальные изгибные напряжения принимают:

, при HRC≤350

2.5. Определение коэффициентов расчетной нагрузки.

Коэффициенты расчетной нагрузки соответственно при расчетах на контактную и изгибную выносливость:

где и - коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий {1. см. с.130}

- коэффициенты динамичности нагрузки.

2.6. Определение начального (делительного) диаметра колеса.

где - коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра (Нм)

Для стальных колес при 20-градусном зацеплении без смещения рекомендуется принимать при расчете прямозубых цилиндрических передач .

2.6. Определение модуля зацепления.

Округляя это значение до ближайшего стандартного по ГОСТ9563-60, получаем .

Тогда

,

.

Межосевое расстояние

.

3. Проверочный расчет.

3.1. Проверка передачи на контактную выносливость.

,

где (для угла зацепления =20°) - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес;

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

, тогда

Уточняем окружную скорость:

Уточняем коэффициент расчётной нагрузки:

,

где - удельная окружная динамическая сила;

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев;

- коэффициент, учитывающий влияние разности основных шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;

- полезная окружная сила;

- ширина зубчатого венца;

- удельная расчётная окружная сила в зоне наибольшей концентрации.

Cследовательно:

.

Таким образом,

Недогруз составляет 6%, что недопустимо.

Таким образом, изменяем значение . Принимаем

Недогруз составляет 3,9%.

3.2. Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость.

Расчетное изгибное напряжение определяется по зависимости:

,

Для прямозубых колес коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев =1. Для прямозубых колес коэффициент, учитывающий наклон зубьев =1.

Коэффициенты, учитывающие форму зубьев, зависят от числа зубьев, и коэффициента смещения эквивалентных колес:

Для шестерни: ;

Для колеса: .

При коэффициенте смещения х = 0, получим:

для шестерни,

для колеса.

- коэффициент расчетной нагрузки.

Примем значение коэффициента учитывающего внешнюю динамическую нагрузку . Значение коэффициента учитывающего распределение нагрузки между зубьями для прямозубых колес принимаю . - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, определяют в зависимости от схемы редуктора и величины .

При , . Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении .

Тогда:

.

Таким образом:

- условие изгибной прочности выполняется.

Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки при .

. 1328 (МПа) < 2464 (МПа)

. 488 (МПа) < 960 (МПа)