1.3.3 Допускаемые контактные напряжения на сопротивление

усталости

Расчетное допускаемое контактное напряжение _НР [2, c. 10], МПа:

_НРmin­  _НР = 0,45(_НР1 + _НР2)  1,25_НРmin, (1.7)

где _НРi (i = 1, 2) – допускаемые напряжения в прямых зубьях, МПа;

_НРmin – наименьшее из двух значений _НР1 и _НР2.

Согласно [2, c. 9]

_НРi = _Нlimbi Z_{N i} (Z_RZ_VZ_LZ_X) / S_Hi, (1.8)

где _Нlimbi – базовый предел контактной выносливости зубьев, МПа, [2, c. 9]:

– для шестерен z₁ (закалка ТВЧ)

_Нlimb1 = 17 H_HRC + 200 = 1747,5 + 200 = 1008 МПа ;

– для колес z₂ (улучшение)

_Нlimb2 = 2Н_НВ + 70 = 2285 + 70 = 640 МПа ;

Z_Ni – коэффициент долговечности [2, c. 10] в зависимости от отношения N_Hlim / N_HE; S_Hi – коэффициент запаса прочности [2, c. 10]: для z₁ S_H1 = 1,2; для z₂ S_H2 = 1,1; произведение Z_RZ_VZ_LZ_X = 0,9.

Расчеты по формулам (1.7), (1.8) представлены в таблице 1.7.

Таблица 1.7 – Допускаемые контактные напряжения _НР, МПа

Ступень, зубчатое колесо		NHlim / NHE	ZN	НРi (1.8)	1,25НРmin	НР (1.7)
Б.ст.	z1	0,18	0,915	692		531
	z2	0,26	0,93	487	609
Т.ст.	z1	0,82	0,99	748		571
	z2	0,92	0,995	521	651

1.3.4 Коэффициенты расчетной нагрузки при расчете

по контактным напряжениям

По ГОСТ 21354-87 коэффициент расчетной нагрузки [2, c. 12]

К_Н = К_АК_НVK_HK_H, (1.9)

где К_А – коэффициент, учитывающий влияние внешней динамической нагрузки; К_А = 1 – влияние учтено в циклограмме нагружения (рисунок 2 ТЗ); К_НV – коэффициент внутренней динамической нагрузки в зацеплении; K_H - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий вследствие деформаций: для цилиндрической передачи [2, c. 14]

K_H = 1 + (K_H⁰ – 1)K_HW, (1.10)

здесь K_H⁰ – начальное (до приработки) значение коэффициента K_H [2, c. 16]; K_HW – коэффициент, учитывающий влияние приработки зубьев [2, c. 16]; K_H – коэффициент, учитывающий влияние жесткости пары зубьев и погрешностей изготовления на распределение нагрузки между зубьями: для цилиндрической косозубой передачи [2, c. 17]

K_H = 1 + (K_H⁰ – 1)K_HW, (1. 11)

где K_H⁰ – начальное значение до приработки зубьев: при Н₂  350 НВ [2, c. 17]:

K_H⁰ = 1 + 0,25(n_ст – 5)  1,6, (1.12)

здесь n_ст – число степени точности передачи по нормам плавности.

По рекомендациям [2, c. 13] для 5-й схемы соосных передач коэффициенты рабочей ширины зубчатого венца _ba при Н₂ < 350 НВ равны 0,28…0,4. Принимаем для быстроходной ступени _baБ = 0,28 (с учетом ее меньшей загруженности при одинаковом a_W), для тихоходной ступени _baТ = 0,315. Тогда по формуле _bd = 0,5_ba(u + 1) получим _bdБ = 0,77 ( u = 4,5), _bdТ = 0,72 ( u = 3,55).

Расчет коэффициентов, входящих в формулу (1.9) выполнен в таблице 1.8.

Таблица 1.8 – Коэффициенты расчетной нагрузки К_Н

Наименование параметра	Источник	Ступень редуктора		Примечание
		быстроходная	тихо- ходная.
1 Частота вращения n1, мин-1	табл. 1.4	1410	313,3
2 Момент Т1, Нм	табл. 1.4	28,4	123,2
3 Скоростной коэффициент CV	[2, c. 14]	1600		ТВЧ1 + У2
4 Окружная скорость v , м/с	[2, c .14]	2,49	0,94
5 Степень точности	[2, c. 14]	8	8	v < 5 м/с
Окончание таблицы 1.8
Наименование параметра	Источник	Ступень редуктора		Примечание
		быстроходная	тихо- ходная.
6 Твердость зубьев наименьшая в паре по Виккерсу HVmin	табл. 1.5	290		Н1 350 НВ; Н2  350 НВ
7 Коэффициент КНV	[2, c. 15]	1,125	1,05
8 Коэффициент KH0	[2, c. 16]	1,54	1,46
9 Коэффициент KHW	[2, c. 17]	0,465	0,43
10 Коэффициент KH	(1. 10)	1,25	1,2
11 Коэффициент KH0′ принято KH0	(1. 12)	1,75 1,6		Н2  350 НВ nст = 3
12 Коэффициент KH	(1. 11)	1,28	1,26
13 Коэффициент KH	(1. 9)	1,8	!,59