Определение сил в зацеплении

 

Рис.2.1. Схема сил в зацеплении цилиндрической косозубой передаче

 

Окружная сила (рис. 2.1):

(2.19)

Радиальная сила:

(2.20)

Осевая сила:

(2.21) Нормальная сила

Проверка зубьев передачи по контактным напряжениям и

Напряжениям изгиба

 

1. Проверка зубьев передачи по контактным напряжениям

Условие прочности

Определяем расчётное контактное напряжение

 

(2.22)

где

- коэффициент, учитывающий распределения нагрузки меж­ду зубьями, определяем в зависимости от окружной скорости и степени точности передачи, по табл. 2.7.

 

Таблица 2.7

Значение и для косозубых и шевронных передач

Степень точности
Окружная скорость V, м/с.
до1
	0,72 0,81 0,91 1,0	1,02 1,06 1,1	1,02 1,05 1,09 1,16	1,03 1,07 1,13 -	1,04 1,10 - -	1,05 1,12 - -
Примечание: для прямозубых колес ,

Принимаем

- коэффициент, учитывающий неравномерность распреде­ления нагрузки по ширине зубчатого колеса, определяем по табл. 2.8.

Принимаем

Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку определяем по табл. 2.9.

Принимаем

Определяем расчетное контактное напряжение:

Т.к. , то условие прочно­сти по контактным напряжениям выполнено. При несоблюде­нии этого условия изменяют или (и, следовательно ).

2. Проверка зубьев передачи по напряжениям изгиба

Определяем расчётное изгибающее напряжение в зубьях колеса:

 

(2.23)

Расчетное изгибающее напряжение в зубьях шестерни:

 

(2.24)

Выбираем коэффициенты, необходимые для проверки ко­лес по изгибающим напряжениям.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки меж­ду зубьями (табл. 2.7): .

Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую на­грузку (табл. 2.9): .

Определяем коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:

(2.25)

здесь S = 4 - индекс схемы (тот же, что и в формуле 2.13).

Определяем коэффициент, учитывающий наклон зуба :

 

Определяем приведённое число зубьев колеса:

По табл. 2.10, в зависимости от , принимаем ко­эффициент , учитывающий форму зуба и концен­трацию напряжений.

Для шестерни:

 

Таблица 2.10

Значения коэффициента для внешнего зацепления без смещения

или
	4,3	4,08	3,98	3,92	3,88	3,84	3,8
или							100
	3,75	3,7	3,66	3,65	3,62	3,61	3,6

 

По табл. 2.10 принимаем .

Определяем расчётное изгибающее напряжение в зубьях колеса:

 

Расчетное изгибающее напряжение в зубьях шестерни:

 

Т.к. соблюдаются требования:

 

, то условие прочности по изгибающим напряжениям выполнено.

 

Расчёт конической передачи

Выбор материала, термической обработки и расчёт

Допускаемых напряжений

 

Материалы для изготовления зубчатых колёс подбирают по табл. 2.1.

Из табл. 2.1 и для шестерни и для колеса выбираем сталь 40Х, термообработку - улучшение и закалка ТВЧ. Соотношение единиц твердости по Роквеллу (HRC) и единиц твёрдости по Бри­неллю (НВ) принимаем по табл. 2.2. Твердость шестерни HRC₁53 (HB₁ 522), твердость колеса HRC₂ 248 (НВ₂460).

Средняя твердость рабочих поверхностей зубьев:

Базовые числа циклов нагружений:

- при расчете на контактную прочность

- при расчете на изгиб:

Время работы передачи в часах ; при числе лет коэффициенте годового использования и коэффициенте суточного использования

Действительные числа циклов перемены напряжений:

- для шестерни

- для колеса

Коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям:

для материалов с однородной структурой; для материалов поверхностно упрочнённых; таким образом, принимаем .

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб:

для улучшенных зубьев колёс; для закалённых и поверхностно-упрочнённых зубьев   таким образом, принимаем , т.к.

По таблице 2.3 рассчитываем:

-предел контактной выносливости зубьев при базовом числе

циклов:

- предел выносливости зубьев при изгибе при базовом числе циклов:

Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

Определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

Допускаемое рабочее контактное напряжение для косозубых колес: