2.2 Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения _HP для шевронной передачи принимаются равными ,

при выполнении условия , где - допускаемое контактное напряжение шестерни, - допускаемое контактное напряжение колеса, определяемые по формуле:

Здесь _{HP lim} - предел контактной выносливости материала, принимаемый по рекомендациям в зависимости от термообработки:

для шестерни:

для колеса:

S_H - коэффициент запаса прочности, принимаемый по рекомендациям:

Z_N - коэффициент долговечности.

;

,

- базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости.

где - среднее значение твердости рабочей поверхности зубьев.

- число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы.

Шестерня:

Колесо:

Число циклов перемен напряжений в соответствии с заданным сроком службы при нагрузке, изменяющейся по ступенчатой циклограмме, для шестерни

_{При нагрузке на передачу, изменяющейся по ступенчатой циклограмме,}

_{L=5*365*0.6*24*0.6=21024}

Здесь T_i - крутящий момент, соответствующий 2-й ступени циклограммы нагружения.

Шестерня:

Колесо:

Эквивалентное число циклов перемен больше базового, поэтому для расчета принимаем

Z_R - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев. Значение Z_R, общее для шестерни и колеса, принимают в зависимости от параметра шероховатости более грубой поверхности зуба пары шестерня-колесо,

Z_R = 1. При R_a от 1,25 до 0,63,

Z_V - коэффициент, учитывающий окружную скорость.

В проектировочном расчете принимают Z_V =1,

Для шестерни:

Для колеса:

Из условия для шевронной передачи , что больше 585 МПа

Условие σ_нр

(МПа)

Допускаемые напряжения изгиба.

Допускаемые напряжения изгиба зубьев определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле:

По табл.1.4 предел выносливости зубьев при МПа, коэффициент запаса прочности =1,7.

Для поковки коэффициент Y_z1=1

Для шестерни:

_{Для колеса:}

Y_Z -коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса. Принимают для поковок и штамповок: Y_Z=1. При одностороннем нагружении передачи

Y_A=1.Коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, на этом этапе проектирования Y_X1=1.

Y_N - коэффициент долговечности

= - базовое число циклов напряжений. При изменяющейся по ступенчатой циклограмме нагрузке на передачу.

При модуле до 6мм включительно при нагреве ТВЧ зубья прогреваются насквозь. Поэтому в нашем случае можно считать однородной структуру материала шестерни и колеса g_F=6.

В таком случае

Для шестерни:

M Па

Для колеса:

По табл. 1.4 предел выносливости зубьев при изгибе

, коэффициент запаса прочности S_F2=1,7.

Для поковки коэффициент Y_z2=1. При одностороннем нагружении передачи Y_A2=1. Коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса, на этом этапе проектирования Y_X2=1.

Коэффициент долговечности

при =

МПа

Проектировочный расчёт передачи

Начальный диаметр шестерни в мм

, где Kd=675 -крутящий момент на валу шестерни.

К_нβ=1,08- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, по графикам рис.1.2 (кривая 3), при ψ_bd=0,6

Ширина зубчатого венца передачи

_мм

, b₁=25мм

Модуль

По расчёту на прочность

По рекомендации при Н₂<350 НВ

m=1,5мм.

Число зубьев шестерни

Шестерни: ,

что больше

Принимаем число зубьев шестерни z₁=23

Z₂=Z₁^.u=22,8^.3,55=80,94

Z₂=81

Расчёт геометрических параметров передачи

Делительное межосевое расстояние

Для исполнения принимаем a=90мм

Угол наклона зуба.

Основной угол наклона зуба

Начальный диаметр шестерни

Колеса:

Делительный угол профиля в торцевом сечении:

, угол зацепления αtw=αt=22,7˚

Делительный диаметр:

Шестерни:

Колеса:

Диаметр вершин зубьев:

Шестерни:

Колеса:

Диаметр впадин зубьев:

Шестерни:

Колеса:

Основной диаметр:

Шестерни:

Колеса:

. Коэффициент торцового перекрытия:

,

Коэффициент осевого перекрытия:

.

Суммарный коэффициент перекрытия

.

Эквивалентное число зубьев:

Шестерни: .

Колеса: .

Окружная скорость.

( м/с).