2.4 Определение эквивалентного числа циклов при расчете на контактную прочность шестерни и колеса

При расчете зубчатых передач, работающих в условиях переменных режимов нагрузки, за расчетную нагрузку принимается максимальная рабочая нагрузка, а переменный характер нагрузки учитывается введениям в формулу для определения допускаемых напряжений эквивалентного число циклов нагружения.

Эквивалентным называют некоторое расчетное число циклов, которое при действии постоянной нагрузки, равной максимальной нагрузке рассчитываемой передачи, дало бы тот же эффект по пределу выносливости рабочих поверхностей зубьев, который дает в течение фактического числа циклов действительная переменная нагрузка передачи.

Эквивалентное число циклов рассчитывается по формуле.

Для шестерни : N_Е1=35.0∙ (циклов)

N_Е1=60*935*11000*( *0.5+ *0.2+ *0.3)=35.0∙ (циклов)

Для колеса: N_Е1=35.0∙ /4.0=8.75∙ (циклов) N_Е2=8.75∙ (циклов)

5. Определение числа циклов напряжений до перегиба кривой усталости.

_{Число циклов напряжений до перегиба считается по формуле}:

Для шестерни: N₀₁=30*(220)^2.4=1.2610⁷ (циклов) N₀₁= 1.2610⁷ (циклов)

Для колеса: N₀₂=30*(170)^2.4=0.6810⁷ (циклов) N₀₂=0.6810⁷ (циклов)

2.6 Определение допустимых контактных напряжений при длительной работе

σ_HPi= ,

где σ_OHi – предел выносливости поверхностных слоев зубьев;

Z_R – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей;

S_H – коэффициент безопасности, который зависит от вида термообработки: S_H = 1.1 для объемноупрочненных зубьев; S_H = 1.2 для поверхностноупрочненных зубьев.

Сравним N_Ei и N_0i: если N_E>N₀, то деталь работает в зоне горизонтального участка кривой усталости и расчет следует вести, как при постоянном режиме напряжений, принимая =1.

В нашем случае =1, так как зубья шлифованные; S_H=1,1, так как зубья обемноупрочненные.

Предел выносливости поверхностных слоев зубьев определим по формуле

σ_0Pi=2(HBi)+70

Для материала шестерня мы имеем по табличным данным HB=220 т.е.

σ_0P1 = 2*220+70=510 МПа,

а для колеса HB=170: σ_0P2 = 2*170+70=410 МПа

так как N_E1 > N₀₁ и N_E2 > N₀₂ , то = 1, = 1.

Тогда σ_HP2= МПа

σ_{HP2 =} МПа

для прямозубых колес в качестве расчетного допускаемого контактного напряжения берем меньшее значение σ_HP т.е. σ_HP = 372,7 МПа.

2.7 Расчет межосевого расстояния

Найдем предварительное значение межосевого расстояния α_w, с предположением, что передача прямозубая:

α_w≥К_α(U±1) =

где-

K_α – 495 МПа ^1/3 – для прямозубых колес;

T₂ – вращающий момент на колесе, Нм

Ψ_ba – коэффициент ширины венца зубчатого колеса; при симметричном расположении по стандартным данным равен 0.315; 0.4; 0.5. Из этих стандартных чисел мы выбираем 0.4

K_H – коэффициент нагрузки при расчете на контактную прочность ориентировочно равен 1.3

Округляем расчетное значение до стандартного из следующего

ряда: 63;80;100;125;140;160;180;200;225;250;280;315;355;400.

Округляем расчетное значение межосевого расстояния α_w до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 2185 – 66: α_w =125 мм