7.5.2 Расчет допускаемых контактных напряжений

Выполняется и для шестерни и для колеса, если они из разных материалов. В противном случае только для шестерни, как более опасного элемента. Расчет необходимо вести по меньшему из и .

Формула для расчета -

, (56)

где - предел контактной выносливости, соответствует базовому числу циклов , рассчитывается по эмпирическим формулам в зависимости от твердости;

- коэффициент безопасности;

- коэффициент долговечности;

- коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей;

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;

- коэффициент, учитывающий влияние смазки;

- коэффициент, учитывающий влияние размеров колеса.

Рекомендуется:

=1,1 - для однородных материалов (нормализация, улучшение, закалка); =1,2 – для неоднородных (цементация, ТВЧ, азотирование).

, (57)

где - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости. Дается таблицей из справочных данных в зависимости от твердости.

- эквивалентное число циклов напряжений,

; (58)

- показатель степени.

Для материалов с однородной структурой 1£K_HL£2,5, для материалов с неоднородной структурой 1£K_HL£1,8.

7.5.3 Расчет допускаемых изгибных напряжений.

Определяют отдельно для шестерни и колеса.

Формула для расчета -

, (59)

где – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов;

- коэффициент безопасности;

- коэффициент долговечности;

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

- коэффициент, учитывающий влияние деформационного термохимического упрочнения переходной поверхности;

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки: при HB£350 - = 0,65; при HB>350 - = 0,75;

- коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений;

- коэффициент, учитывающий шероховатость переходного слоя;

коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса.

, (60)

где - показатель степени:

• для незакаленных (HB£350) зубчатых колес или шлифованной переходной поверхности - m=6;

• для закаленных зубчатых колес - m=9;

- базовое число циклов перемены напряжений ;

- эквивалентное число циклов напряжений,

. (61)

Пределы возможных значений:

• при m=6 - 1£K_FL£2,08;

• при m=9 - 1£K_FL£1,63.

7.6 Рекомендуемый порядок расчета передач прямозубыми цилиндрическими колесами. Закрытые передачи

Исходные данные: P₁; n₁ или Т₁ (P₂; n₂ или T₂); U; режим нагружения [¹].

7.6.1 Проектировочный расчет

1. Назначить материалы зубчатых колес пары, рассчитать допускаемые контактные напряжения. Допускаемые контактные напряжения рассчитываются раздельно для шестерни и колеса. В дальнейших расчетах используется меньшее из них.

2. Назначить коэффициенты .

K_H=1-1,2 – для прирабатывающихся колес;

K_H=1,1-1,3 – для неприрабатывающихся колес.

Ориентировочные значения:

K_VH=1,1-1,4 - для прирабатывающихся колес;

K_VH=1,3-1,6 - для не прирабатывающихся колес;

K_{ H} 1.

3. Из условия контактной прочности рассчитать, а затем назначить межосевое расстояние.

Для стальных колес

.(62)

4. Назначить модуль.

Рекомендации: m(0,015...0,025)a,

(z₁+z₂)= - целое число (некорригированные зубья),

. (63)

5. Рассчитать числа зубьев зубчатых колес пары:

- округлить до целого;

.

6. Рассчитать геометрические размеры шестерни и колеса:

• - с округлением до стандартного числа;

• ;

• .

7. Назначить степень точности с учетом окружной скорости .