6.1.8 Проверочный расчет постоянной косозубой зубчатой передачи на контактную выносливость зубьев

Удельная расчетная окружная сила рассчитывается по формуле:

,

где удельная расчетная окружная сила, Н/мм;

расчётный крутящий момент на первом валу, Н·м; Т₁=50,95 Н·м;

ширина зубчатого венца, мм;

делительный диаметр шестерни, мм;

коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении; ;

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; =1,54;

коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; =0,7…0,9; принимаем=0,9.

Расчетное контактное напряжение рассчитывается по формуле:

,

где расчетное контактное напряжение, МПа;

удельная расчетная окружная сила, Н/мм;

диаметр начальной окружности шестерни, мм;

передаточное число;

коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления; ;

коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колёс; ;

коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий и зависящий от коэффициента торцового перекрытия ;

Коэффициент торцового перекрытия рассчитывается по формуле:

где коэффициент торцового перекрытия;

число зубьев шестерни; z₁=36;

число зубьев колеса; z₂=40;

угол наклона зубьев, град;

Тогда расчетное контактное напряжение равно:

Допускаемое контактное напряжение для передач рассчитывается по формуле:

,

где допускаемое контактное напряжение зубьев, МПа;

базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа; ;

S_H – коэффициент безопасности; S_H = 1,1;

коэффициент, учитывающий параметр шероховатости поверхностей зубьев; ;

коэффициент, учитывающий окружную скорость; ;

коэффициент, учитывающий влияние смазочного материала; ;

коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса; ;

коэффициент режима нагружения и долговечности; ;

Поскольку , то проверочный расчет косозубой зубчатой постоянной передачи по контактным напряжениям выполняется.

6.2 Расчёт наиболее нагруженной косозубой зубчатой групповой передачи

6.2.1 Исходные данные

Т₂ - расчетный крутящий момент на втором валу привода, H·м; Т₂=54,86 Н·м;

z₃ - число зубьев шестерни; z₃=29;

z₄ - число зубьев колеса; z₄=51;

u₂ - передаточное число передачи; u₂=1,78.

6.2.2 Выбор материала и термической обработки зубчатых колес

В качестве материала для зубчатых колес передачи выбираем сталь 40Х. В качестве термической обработки выбираем сквозную закалку с нагревом ТВЧ, позволяющую получить твердость зубьев 44..52 HRC_э.

6.2.3 Расчёт наиболее нагруженной косозубой зубчатой групповой передачи на контактную выносливость

Диаметр начальной окружности шестерни рассчитывается по формуле:

где - диаметр начальной окружности шестерни, мм;

вспомогательный коэффициент; для косозубых передач

- расчётный крутящий момент на первом валу, Н·м; Т₂=54,86 Н·м;

коэффициент нагрузки для шестерни, равный 1,3..1,5; принимаем

- передаточное число;

допускаемое контактное напряжение, МПа.

Допускаемое контактное напряжение для косозубых передач рассчитывается по формуле:

где допускаемое контактное напряжение, МПа;

базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа;

Н·м

S_H – коэффициент безопасности; S_H = 1,1.

Отношение рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни определяется по формуле:

где отношение рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни;

отношение рабочей ширины венца передачи к модулю; принимаем

число зубьев шестерни; z₃=29.

Диаметр начальной окружности шестерни равен:

мм.