Особенности расчета конических прямозубых передач на контактную и изгибную выносливость. Основные параметры и расчетные коэффициенты

Опыт эксплуатации конических и цилиндрических передач пока­зал, что при одинаковых материалах и термообработке зубчатых колес, их равной ширине (длине зуба для конической передачи) и т. п. конические передачи передают нагрузку, равную 0,85 от допускаемой нагрузки эквивалентной цилиндрической зубчатой передачи.

При расчете на контактную выносливость конические колеса заменяют цилиндрическими, начальный (делительный) диаметр и модуль которых равны начальному диаметру и модулю в среднем сечении зуба конических колес, а профиль зубьев соответствует профилю эквивалентных цилиндрических колес, т. е. расчет на кон­тактную выносливость выполняют по формуле (21), принимая

Q/& = <7c_P = K_mK_HvF_t/(bcosa) (см. занятие 2);

l ^ ) . l _ 2 cos 6_t Pnp"~ Pi Pa ~ d_m isin

I₊ 2c0^_e 2 / g ₊C0s8j\

Заменяя cos 6_t = _r ¹ = "—и cos6₂== . ¹ = получаем l/p_np = 2}/a¹

² + 1 /\d_mxu sin a).

Выполняя действия, аналогичные выводу формулы (33), вводя опытный коэффициент 0,85 и заменяя соответствующие величины в формуле (21) коэффициентами К_н и формулами (95), (96), (96а), получаем формулу (126). Формулы (124), (125), (127) получают аналогично выводу соответствующих формул для цилиндрических зубчатых передач (см. занятие 8).

Проектировочный расчет. Для закрытых передач и передач с низкой и средней твердостью активных поверхностей зубьев выполняют по формуле

d_eX & УКнрТ_г/[(1—к_Ье)1г_Ьеио%_Р\; (124)

для передач с закаленными до высокой твердости активных поверхностей зубьев, а также открытых передач

m_tm >\ЛЬУ V_FK^T_x/(z^_bdo_FP). (125)

Проверочный расчет:

на контактную выносливость

YK„F_t j/V+l/(0,85 ubd_ml) £ о_нр; (126) на выносливость зубьев при изгибе

o_F=z Y_FK_FF_t/(Q,85bm_tm) ^ a_Fp. (127)

По формуле (125) определяем средний окружной модуль т_Хт и по формуле (115) вычисляем внешний окружной модуль т_1е, значение которого может быть округлено до ближайшего стандарт­ного (см. табл. П23).

Для закрытой передачи, определив d_ei [см. формулу (124)] и приняв z_x = 18 ... 30, находят внешний окружной модуль т_Хе по формуле (114). Для открытой передачи г_х = 17 .. . 22.

Коэффициент нагрузки

Kh ⁼ Kh&Khv ^и K_F = K_F^K_Fvy

где/Ctfp и /С^э~~ коэффициенты, учитывающие распределение нагрузки по ширине венца конического колеса соответственно при расчете на контактную и изгибную выносливость зубьев (см. табл. П28); K_Hv и ЛГ^ —коэффициенты, учитывающие динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении; принимают по табл. П26 как для ци­линдрических прямозубых передач, выполненных на одну степень менее точными.

Коэффициент формы зуба Y_F принимают по табл. П27 в зави­симости от эквивалентного числа зубьев

г^г/соэб, О²⁸)

где г —число зубьев шестерни или колеса.

Коэффициент Z_H> учитывающий форму сопряженных поверхно­стей зубьев, принимают равным 1,76.

Коэффициент Z_M, учитывающий механические свойства материа­лов сопряженных колес, принимают по табл. П22 и формуле (95).

Коэффициент Z_e принимают по формуле (96а), где коэффициент торцового перекрытия

е« ж 1,88-3,2(1/^+1/*,,). (129)

Коэффициент ширины венца зуба

*м = Ш_тг = *ь Л (2 -k_h9) sin 8J, (130)

где k_be = b/R_e ж 0,25.. .0,3 — большие значения при ы<3. При проектировочном расчете рекомендуется принимать k_be = 0,285.

Окружную скорость вычисляют на среднем делительном диаметре вубчатого колеса,

v_m = 0,5(0^ == 7id_mn/60 = nmt_mzn/60.

Допускаемые напряжения а_яр, а_рр определяют по формулам (98), (101).