11. Определение допускаемых контактных напряжений

Определение допускаемых контактных напряжений, гарантирующих отсутствие усталостного контактного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев [_н]; отслаивания твёрдого упрочнённого поверхностного слоя зубьев [_н]_кр.; появления местной остаточной деформации или хрупкого поверхностного разрушения (растрескивания) зубьев [_н] _{Hp maх}, для конических передач проводится (как и для цилиндрических) в соответствии с ГОСТ 21354-87.Только следует иметь ввиду, что при определении [_н]_кр. приведённый радиус _vn кривизны профилей контактирующих зубьев составляет

_vn=0.17d_m1U/cos²_mU²+1,

где d_m1 – средний диаметр делительного конуса шестерни, мм;

U – передаточное число;

_m=35^о – угол наклона круговых зубьев на среднем диаметре делительных конусов колёс (для прямозубых колёс принимается _m=0).

12. Определение допускаемых изгибных напряжений

Определение допускаемых изгибных напряжений, гарантирующих отсутствие зарождения в корне зуба усталостных изгибных трещин [_F]; отсутствие общих остаточных деформаций зубьев или их хрупкого излома _{Fp max}, для конических передач также проводится в соответствии с ГОСТ 21354-87.

13. Проектировочный расчёт конических колёс по контактной выносливости рабочих поверхностей их зубьев

Проектировочный расчёт по условию контактной выносливости зубьев проводится для закрытых прирабатывающихся передач, т.к. именно в таких передачах основным видом повреждений зубьев является усталостное контактное выкрашивание их рабочих поверхностей (см. раздел 10). В результате этого расчёта определяется максимальный диаметр делительного конуса колеса d_e2, мм

De2Kd³t2 ном.KlHu/hKbe(1-Kbe) [lH]2p , (13.1)

где K_d – вспомогательный коэффициент (для стальных прямозубых конических колёс K_d =1047 МПа^1/3, а для колёс с круговыми зубьями K_d =940 МПа^1/3);

T_{2 ном.} – номинальный крутящий момент на колесе расчитываемой передачи, Нм;

K^l_H – ориентировочное значение коэффициента концентрации нагрузки по длине зуба, определяемое по справочным данным, например [2, рис. 4.8], в зависимости от параметра K_beU/(2-K_be), расположения шестерни относительно её опор, вида подшипников в опорах и сочетания твёрдостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса;

U – необходимое передаточное число рассчитываемой ступени;

K_be=b_w/R_e – коэффициент длины зуба (где b_w – рабочая длина зубьев, R_e – внешнее конусное расстояние передачи); рекомендуется принимать K_be = 0,285.

_H – коэффициент контактной прочности зубьев.

Для конических прямозубых передач _H = 0,85, а для передач с круговыми зубьями _H определяется по следующей рекомендации фирмы “Глисон” (США):

при твёрдости Н₁ и Н₂  350НВ

_H =1,22+0,21U;

при Н₁45HRC, a Н₂350HB

_H =1,13+0,13U; (13.2)

при Н₁ и Н₂  45HRC

_H =0,81+0,15U.

В этих зависимостях: Н₁ и Н₂ – твёрдости рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса;

U-- необходимое передаточное число

[^l_H]_p-- ориентировочное значение расчётных допускаемых контактных напряжений, МПа.

Для прямозубых конических колёс и неприрабатывающихся колёс с круговыми зубьями [^l_H]_p = min{[^l_H]₁; [^l_H]₂}.

Для прирабатывающихся колёс с круговыми зубьями имеем

[^l_H]_p = 0.45([^l_H]₁+ [^l_H]₂) 1.15[^l_H]_min,

где [^l_H]₁ и [^l_H]₂ – допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса, найденные по упрощенным зависимостям ГОСТ 21354-87.

Найденное при проектировочном расчёте значение d_e2, согласовывается с ГОСТ 12289-76 (см. приложение 2). По этому ГОСТ в зависимости от принятого значения d_e2 и необходимого передаточного числа U назначается длина зуба колеса b₂. Длину зуба шестерни b₁ (для удобства регулировки её осевого положения при сборке передачи) назначают на 3…5 мм больше.