Определение допускаемых контактных напряжений

Основными видами разрушения закрытых, хорошо смазываемых передач, являются поломка и выкрашивание боковых поверхностей зубьев. Выкрашивание, вследствие действия контактных напряжений, происходит в закрытых передачах чаще, поэтому проектный расчет передачи ведется по сопротивлению контактной усталости.

Допускаемые контактные напряжения определяются раздельно для шестерни и колеса.

(3.2)

 

где базовый предел контактной выносливости; определяется по табл. 3.2. [2. С. 34], по табл. 3.17. [3. С.71], в зависимости от твердости материа.

- коэффициент долговечности

; (3.3)

 

- базовое число циклов напряжений, соответствующее абсцисе точки перелома кривой усталости.

 

(3.4)

 

Если твердость дана в единицах Роквелла, то необходимо перевести ее в твердость по Бринеллю, пользуясь графиком рис.3.1. [6. С. 49].

- эквивалентные числа циклов перемен контактных напряжений действующих на зубья колес редуктора. Для шестерни

 

(3.5)

 

- коэффициент, учитывающий график нагрузки;

 

(3.6)

для колеса

 

(3.7)

 

- параметр кривой усталости, назначается в зависимости от соотношения

, если , , если

Коэффициент долговечности должен находится в интервале

,

где , при ,

, при .

Если , то назначают .

- минимальный коэффициент запаса прочности,

при , ; при , ;

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости передачи на сопротивленние контактной усталости;

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поврехности зубчастых передач на сопротивленние контактной усталости;

- коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров зубчастых передач на сопротивление контактной усталости;

- коэффициент, учитывающий влияние смазочного материала на сопротивление контактной усталости,

Предварительно произведение этих коэффициентов .

Допускаемые контактные напряжения косозубой зубчатой передачи

 

, МПа, (3.8)

 

где - допускаемое контактное напряжение для шестерни,

- допускаемое контактное напряжение для колеса,

Для прямозубой передачи

 

. (3.9)

 

В случае, если то принимают

 

Проектный расчёт передач редуктора

Ориентировочное значение межосевого расстояния

 

(3.10)

 

где - обобщенный коэффициент межосевого расстояния для косозубых колес, - для прямозубих колес;

- вращающий момент на тихоходном валу, Н·м;

- коэффициент концентрации нагрузки;

предварительно принимаем

- коэффициент внешней загрузки, табл.1 [7];

- коэффициент концентрации нагрузки по длине контактной линии назначается по рисунку 3.14 [3. С.69] или по таблице 3.5 [2. С.39] зависит от твердости зубьев и коеффициента ширины венца по делительному диаметру - , определяется по формуле

 

, (3.11)

 

где - коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию. Принимаем из ряда: 0,10; 0,125; 0,16; 0,25 – для прямозубих колес, 0,25; 0,315; 0,4; 0,5 – для косозубых колес; при соблюдении следующего условия

(3.12)

- максимальное значение коэффициента, назначается по таблице 3.15. [3. С.68] в зависимости от схемы расположения зубчатой передачи.

Принимаем ближайшее стандартное значение по ГОСТ21354-87, табл. 8 приложение [3. С. 130] или [2. С. 36]

Нормальный модуль передачи

 

мм, при (3.13)

 

мм, при (3.14)

 

Принимаем стандартный модуль мм, табл. 9 приложение [3. С. 130], или [2. С. 36].

Предварительно принимаем угол наклона линии зуба, для косозубых колес

Суммарное число зубьев передачи

 

(3.15)

 

Число зубьев шестерни

, (3.16)

 

полученное значение согласовываем с минимально допустимым числом зубьев по табл. 3.3. [3. С. 56], при соблюдении условия

Число зубьев колеса

(3.17)

 

Уточняем значение угла наклона линии зуба

 

(3.18)

 

Диаметры делительных окружностей шестерни и колеса

 

, мм (3.19)

 

, мм. (3.20)

 

Проверка: , мм

Диаметры основних окружностей шестерни и колеса

 

, мм (3.21)

 

, мм, (3.22)

 

где - делительный угол профиля в торцевом сечении

 

(3.23)

 

где - угол профиля исходного профиля по ГОСТ 13755-81.

Основной угол наклона зубьев

 

(3.24)

 

Ширина колеса:

, мм (3.25)

 

Ширина шестерни

, мм (3.26)

 

Торцевой коэффициент перекрытия для передач без смещения

 

(3.27)

 

рекомендуется для прямозубих передач - , для косозубых передач - [3. С. 58]

Осевой коэффициент перекрытия

 

, (3.28)

 

рекеомендуется принимать , для прямозубых передач

- осевой шаг винтовой линини на поверхности делительного цилиндра

 

(3.29)

 

Суммарный коэфициент перекрытия

 

(3.30)

 

Если коэффициенты перекрытия не соответствуют своим диапазонам необходимо менять модуль или увеличивать угол наклона зуба.