2.2. Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения вычисляются через у_Hlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов (см. 3.9[1])

,

По табл. 3.2 [1] принимаем для колеса предел контактной выносливости

= 2НВ + 70 = 2230 + 70 = 530 МПа.

Срок службы привода в часах

t_ч = t_год ∙ 300 ∙ t_смен ∙ 7 = 7 ∙ 300 ∙ 3 ∙ 7 = 44100 ч;

число циклов нагружений зубьев колеса

N_НЕ = 60 t_ч ∙ n₂ = 60 ∙ 44100  364,5 = 7,34∙10⁸.

Базовое число циклов для материала колеса (по табл.3.2 [1])

.

Коэффициент долговечности

.

Следовательно, при длительной эксплуатации коэффициент долговечности К_HL = 1. Примем коэффициент безопасности [S_Н] = 1,1.

Для косозубых колес допускаемое расчетное контактное напряжение по формуле (3.10) [1]

;

для шестерни

;

для колеса

.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

.

Требуемое условие выполнено [1, с.35].

2.3. Выбор коэффициента ширины венца и межосевого расстояния

Поскольку расположение колес относительно опор симметричное, то коэффициент К_Нв= 1,15 (см. табл. 3.1 [1]).

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию (см. с. 36 [1])

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев рассчитывается по формуле (3.7 [1]):

,

где для косозубых колес К_a=43, а передаточное число нашего редуктора u=4 (см. с. 32 и формулу (3.7) [1]).

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 а_W =160 мм (см. с. 36 [1]).

2.4. Нормальный модуль зацепления

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

m_n = (0.01 ÷ 0.02) а_W = (0.01 ÷ 0.02) ^. 160 =1.6÷3.2 мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-60* m_n = 2 мм (см. с. 36 [1]).

Примем предварительно угол наклона зубьев в = 10^о и определим число зубьев шестерни и колеса (см. формулы (3.12) и (3.13) [1]):

.

Принимаем z₁ = 31, тогда z₁ = z₁ ^. u = 31 ^. 4 = 124.

Уточненное значение угла наклона зубьев

.

2.5. Основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительные (см. формулу (3.17), с. 37 [1]):

;

.

Проверка:

.

Диаметры вершин зубьев:

d_a1=d₁+ 2m_n= 64+ 2^.2 = 68 мм;

d_a2 = d₂ + 2m_n = 256 + 2 ^. 2 = 260 мм;

ширина колеса: b₂ = _baa_W=0,4 ^. 160 = 64 мм;

ширина шестерни: b₁=b₂ + 5 = 69мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

.

Для косозубых колес при v до 10 м/с назначаем 8-ю степень точности и принимаем К_Hх=1,01,05.

6. Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила

;

Радиальная сила

;

Осевая сила

.

6. Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость

Коэффициент нагрузки

К_Н = К_Н ^. К_Н ^. К_Н.

При _bd=1,0, твердости НВ 350 и симметричном расположении колес относительно опор принимаем К_H≈1,04.

При = 4,88м/с и 8-й степени точности К_H≈1,09 (см. табл. 3.4 [1]).

Для косозубых колес при  5м/с К_H=1,0 (см. табл. 3.6 [1]).

Таким образом, К_H = 1,04 ^. 1,09 ^. 1,0 = 1,526.

Проверка контактных напряжений по формуле (3.6) [1]:

.