6.2.2. Определение допускаемого напряжения изгиба зубьев

Допускаемое напряжение изгиба зубьев определяется по формуле

или , МПа?

где – предел выносливости зубьев при изгибе при заданном числе циклов перемены напряжений, МПа;

– коэффициенты, учитывающие влияние шероховатости переходной поверхности зубьев, концентрацию напряжений у основания зуба, размеры зубчатого колеса;

S_F – коэффициент безопасности;

– допускаемое напряжение, соответствующее базовому чис-лу циклов перемены напряжений, МПа;

K_FL – коэффициент долговечности при расчете на выносливость при изгибе.

6.3. Проектировочный расчет зубчатых передач

6.3.1. Расчет диаметра начальной окружности шестерни зубчатой передачи по допускаемому контактному напряжению

Ориентировочное значение диаметра начальной окружности наи-более нагруженной шестерни для каждой групповой передачи рассчитывается из условия контактной выносливости поверхностей зубьев:

, мм,

где K_d – вспомогательный коэффициент: K_d = 770 и K_d = 680 соответственно для прямозубых и косозубых передач;

T_H1 – расчетный крутящий момент на шестерне, Н·м;

K_HP – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

и₁ – передаточное число наиболее нагруженной передачи;

– допускаемое контактное напряжение, МПа;

ψ_bd – отношение ширины венца к диаметру шестерни: ψ_bd = 0,2–0,4; указанные значения отношения ψ_bd для коробок скоростей принимаются из условия, чтобы ширина колеса b = ψ_bd  d_w1 была равна b = ψ_bm  m = (8–10)  m, следовательно, ψ_bm = 8–10, а значения отношений ψ_bd и ψ_bm взаимосвязаны:

и

или ψ_bm = ψ_bm  z₁ и ψ_bm = (0,2–0,4)  z₁;

ψ_bm – отношение ширины венца к модулю шестерни: ψ_bm = 8–10;

b и m – ширина и модуль зубчатого колеса, мм;

z₁ – число зубьев шестерни.

6.3.2. Определение модуля из расчета

на контактную выносливость поверхности зубьев

Модуль или нормальный модуль зубчатых колес из условия контактной выносливости соответственно для прямозубых и косозубых колес определяется по формулам

и

где m – модуль прямозубых и нормальный модуль косозубых зубчатых колес, мм;

d_w – диаметр начальной окружности; мм;

z₁ – число зубьев шестерни;

 – угол наклона зуба косозубых колес; градус.

6.3.3. Определение модуля из расчета

на изгибную выносливость зубьев

Модуль зубчатых колес определяется по допускаемому напряжению изгиба зубьев по одной из формул:

, мм, или ,

где K_m – вспомогательный коэффициент: K_m = 13 и K_m = 12 соответственно для прямозубых и косозубых передач;

T_F1 – расчетный крутящий момент на шестерне, Н·м;

K_FB – коэффициент, учитывающий неравномерность распределе-ния нагрузки по ширине венца;

Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба;

z₁ – число зубьев шестерни;

– допускаемое изгибное напряжение, МПа.

6.3.4. Выбор модуля зубчатых передач

Из полученных значений модуля выбирается большее значение, которое округляется до стандартной величины. Предпочтительные значения модуля в наиболее употребительном диапазоне приводятся ниже и указаны в первом ряду:

1-й ряд: 1,5; 2,0; 2,5; 3,0; 4,0; 5,0; 6,0; 8,0; 10,0, мм;

2-й ряд: 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7,0; 9,0, мм.

6.4. Проверочный расчет зубчатых передач

6.4.1. Определение расчетного контактного напряжения

поверхностей зубьев

Расчетное контактное напряжение определяется по формуле

МПа,

где Z_H, Z_M, Z_ – коэффициенты, учитывающие форму сопряженных поверхностей, механические свойства сопряженных колес, суммарную длину контактных линий;

W_Ht – удельная расчетная окружная сила, Н/мм;

d_w1 – диаметр начальной окружности шестерни, мм;

u₁ – передаточное число передачи.

Полученное расчетное контактное напряжение поверхностей зубь-ев сопоставляется с допускаемым для проверки выполнения условия