3229

H lim b 2H HB 70 2*245+70= 560 МПа.

Принимаем n H = 1,15, H 1 560*1/1,15= 487 МПа.

Для косозубой передачи в качестве расчетного допускаемого напряжения берется напряжение

рины зубчатого венца; b-ширина зубчатого венца колеса;

259

деления нагрузки между зубьями; KH - коэффициент, учиты-

вающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба; K Hv -коэффициент динамичности, определяемый точно-

стью изготовления передачи и окружной скоростью зубьев колес.

При проектном расчете K H и K Hv определить невозможно и поэтому принимают K HK Hv 1,1. Величина KH оп-

ределяется по табл. 3.1 в зависимости от расположения колеса относительно опор передачи и твердости поверхностей зубьев. Поскольку в данном случае колеса расположены симметрично

относительно опор передачи и HHB< 350 KH = 1,1. Тогда

В соответствии с рядом стандартных значений межосевых расстояний (с. 46) принимаем aw = 160 мм.

6.2.5. Определение геометрических параметров зубчатых колес

Нормальный модуль зацепления определяем по формуле

mn ( 0,01 0,02 )aw (0,01 - 0,02)*160=1,6 - 3,2 мм.

260

Это значение округляем до ближайшего большего значения из ряда стандартных значений модулей (с. 47) . Тогда

mn 2,5 мм.

Суммарное число зубьев колес передачи

где - угол наклона зуба по делительному цилиндру, принимаемый для косозубых колес от 80 до 150, для шевронных ко-

u

шать 4%.

Поэтому для дальнейших расчетов принимаем u= 6,41. Поскольку u изменилось, то при прежнем угле наклона

зуба изменится и aw . Для сохранения стандартного значения aw уточняем угол

arccos(0,5( z1 z 2 )mn / aw ) arccos(0,5( 17

261

6.2.6. Проверочный расчѐт передачи на контактную выносливость

По рекомендациям табл. 3.5 выбираем 8 – ю степень точ-

где Е = 2,15 105 МПа и = 0,3 - модуль упругости и коэффициент Пуаcсона стали.

Уточняем крутящий момент на валу колеса

где Z R - коэффициент, учитывающий шероховатость рабочих поверхностей зубьев; ZV - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости в зацеплении; KL - коэффициент, учитывающий влияние смазки; K XH - коэффициент, учитывающий влияние размеров колеса.

Поскольку окружная скорость при изменении передаточного числа изменилась незначительно, для шестерни и колеса

264

Тогда для колеса и шестерни передачи произведение Z R ZV K L K XH 1 и, как и при проектном расчете получаем

H = 418 МПа.

Это напряжение не превышает допускаемое напряжение H = 418 МПа, и поэтому зубчатая передача имеет достаточную контактную прочность.

6.2.7. Проверочный расчет на статическую прочность по контактным напряжениям

Максимальное напряжение, возникающее при пиковой нагрузке, должно удовлетворять неравенству

max H M 2 max / M 2 H max ,

где M 2 max и M 2 - максимальные по всем случаям нагружения (пиковый) и номинальный крутящие моменты на валу колеса; H - расчетное напряжение в зубе колеса; H max - допускаемое предельное контактное напряжение, принимаемое для ма-

териалов с твердостью ниже НВ350 равным 2,8 T .

Величина предела текучести материала колеса определяется по табл. 3.8.

Поскольку M 2 max / M 2 = M 1max / M 1 , расчет ведем для колеса, твердость материала которого меньше твердости материала шестерни.

265

В данном случае

H max = 2,8*490= 1372 МПа.

Пиковым моментом считаем пусковой момент двигателя, который определяется по номинальному моменту двигателя и кратности пускового момента, равной 1,8.

Максимальный пиковый момент на валу колеса

Условие статической прочности зубьев по контактным напряжениям выполнено.

6.2.8. Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба определяются по форму-

лам (3.37) и (3.39)

коэффициент долговечности; K Fd - коэффициент, учитыва-

ющий, влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходнй поверхности ножки зуба (при отсутствии шлифования K Fd = 1); KFg - коэффициент,

учитывающий, влияние шлифования переходной поверхности ножки зуба (при отсутствии такого упроченения KFg = 1); K FC

- коэффициент влияния реверсирования (для реверсивных передач K FC = 0,75, для нереверсивных передач K FC = 1,0); n F

266

- коэффициент запаса прочности, определяемый типом термообработки материала; N FE - эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса m-показатель кривой выносливости

(m = 9 при H HB 350 , m = 6 при H HB 350); YR .- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности,

отличный от нуля для шлифованных поверхностей; YS - коэф-

фициент, учитывающий градиент напряжений, зависящий от модуля зацепления, yбывающий при изменении модуля от 1 до

8 мм от 1,1 до 0,92; K xH - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса ( при da< 300 мм K xH = 1 при da= 800

мм K xH = 0,95).

Поскольку частота вращения валов постоянна, а нагрузка на передачу переменна, определяем эквивалентное число циклов нагружения

NHE 60Tn m ( im )i ,

где n-частота вращения вала рассчитываемого колеса; i -доля времени от общего времени работы передачи Т, в течение ко-

фике загрузки передачи); M ном -номинальный момент нагрузки на передачу.

Согласно рекомендациям (с. 60), при объемной закалке, нормализации или улучшении материалов n F n 'F n "F ,

где n 'F - коэффициент, учитывающий нестабильность

свойств материала колеса; n "F - коэффициент, учитывающий

способ получения заготовки, из которой изготавливается колесо.

267

Согласно рекомендациям (с. 60), при объемной закалке, нормализации n 'F = 1,75, для поковок и штамповок n "F = 1,0,

для проката n "F = 1,15, для литых заготовок n "F = 1,3.

Согласно табл. 3.11, предел выносливости при изгибе при базовом числе циклов нагружения для нормализованных или улучшенных материалов определяется по формуле

Для улучшенных материалов n 'F = 1,75. Пусть колесо из-

готовлено из поковки. Тогда n "F = 1,0 и

n F n 'F n "F = 1,75*1= 1,75. Принимаем K Fd = 1, K Fg = 1, YR = 1, YS = 1, , K xH = 1.

Поскольку передача реверсивная, K FC = 0,75.

N FE 60Tn1 60*9000*1440*1,4-6(1,46*0,003+

+16*0,30+0,86*0,70)= 5,194*107,

268