5. Силы в зацеплении

Окружная сила на червяке:

F_t1 = = = 3280,018 H;

Окружная сила на колесе:

F_t2 = = = 5273,764 H;

Радиальная сила в зацеплении:

F_r1 = F_r2 = F_t2 · tg() = 5273,764 · tg(20⁰) = 2146,058 Н;

Осевая сила на червяке:

F_a1 = F_t2 =5273,764 H;

Осевая сила на колесе:

F_a2 = F_t1=3280,018 H;

3. Расчёт открытой цилиндрической передачи

1. Определение допускаемых контактных напряжений

Так как нет особых требований в отношении нагруженности и в отношении габаритов передачи, выбираем материалы с твёрдостью материала Н  350HB с разностью средних твёрдостей рабочих поверхностей шестерни и колеса HB_1ср – HB_2ср = 20...50HB (см. п. 4.1[4]):

– для шестерни: сталь 45Л; термическая обработка: улучшение; твердость HB 207...235HB;

– для колеса: сталь 45; термическая обработка: нормализация; твердость HB 179...207HB;

Средняя твёрдость зубьев шестерни:

HB_1ср = 221HB

Средняя твёрдость зубьев колеса:

HB_2ср = 193HB

Разность средних твёрдостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса HB_1ср – HB_2ср = 221 – 193 = 28HB, что в пределах рекомендаций (п. 4.1[4]).

Допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений N_H0 (см. табл. 5[4]):

– для шестерни: []_H01 = 1,8 · HB_1ср + 67 = 1,8 · 221 + 67 = 464,8 МПа;

– для колеса: []_H02 = 1,8 · HB_2ср + 67 = 1,8 · 193 + 67 = 414,4 МПа;

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

– для шестерни: []_H1 = K_HL1 · []_H01;

– для колеса: []_H2 = K_HL2 · []_H02,

где K_HL1 и K_HL2 – коэффициенты долговечности шестерни и колеса соответственно.

K_HL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимаем K_HL = 1.

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни []_H1 = 464,8 · 1 = 464,8 МПа;

для колеса []_H2 = 414,4 · 1 = 414,4 МПа.

Для колес с HB_1ср – HB_2ср = 20,..50HB за расчетное напряжение принимается минимальное из допустимых контактных напряжений шестерни или колеса:

[]_H = []_H2 = 414,4МПа.

2. Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба при расчётах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни []_F1 и колеса []_F2:

[]_F1 = K_FL1 · []_F01

[]_F2 = K_FL2 · []_F02

где K_HF1 и K_HF2 – коэффициенты долговечности шестерни и колеса соответственно.

K_FL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимаем K_FL = 1.

Допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений N_F0 (см. табл. 5[4]):

– для шестерни: []_F01 = 1,03 · HB_1ср = 1,03 · 221 = 227,63 МПа;

– для колеса: []_F02 = 1,03 · HB_2ср + 67 = 1,03 · 193 = 198,79 МПа;

Тогда допустимые напряжения изгиба:

для шестерни []_F1 = 227,63 · 1 = 227,63 МПа;

для колеса []_F2 = 198,79 · 1 = 198,79 МПа.