Проверка зубьев по контактным напряжениям

Расчетное значение контактного напряжения [2, с.24]:

где для прямозубых передач [2, с.24].

Отклонение расчетного контактного напряжения от допускаемого:

что удовлетворяет условию, т.к. перегрузка по контактным напряжениям допускается до 5%, а недогрузка 20% [2, с.24].

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Расчетное напряжения изгиба в зубьях колеса [2, с.25]:

- коэффициент формы зуба, принимаем [2, табл. 2.10, с.25];

- коэффициент, учитывающий наклон зуба, для прямозубых передач [2, с.25]:

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для прямозубых передач [2, с.25].

Условие прочности выполняется.

Расчетное напряжения изгиба в зубьях шестерни [2, с.25]:

где - коэффициент формы зуба, принимаем [2, табл. 2.10, с.25].

Условие выполняется.

3.3. Расчет первой зубчатой передачи (быстроходная ступень) Выбор материалов зубчатых колес

Примем для колеса и для шестерни сталь 40Х, вариант термообработки III [2, табл. 2.1, с.12]:

- шестерня - термообработка - улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности зуба 48…53 НRC предел прочности

- колесо - термообработка - улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности зуба 45…50 НRC предел прочности

Средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса:

Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения [2, с.13]:

где - предел контактной выносливости [2, табл. 2.2, с.13]:

- коэффициент запаса прочности, для улучшенных и объемно-закаленных колес [2, с.13];

- коэффициент долговечности, учитывает влияние ресурса [2, с.13]:

Так как :

где - базовое число циклов напряжений, соответствующее перелому кривой усталости [2, с.13]:

- ресурс передачи [2, с. 13]:

где - число вхождений в зацепление зуба колеса за один его оборот;

- частота вращения рассматриваемого колеса;

Так как , то:

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей, [2, с.14];

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости, [2, с.14].

Для цилиндрических передач с прямыми зубьями допускаемое напряжение равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни и колеса :

Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость определяются по формуле [2, с.15]:

где - предел выносливости зубьев при изгибе [2, табл. 2.3, с.15]:

- коэффициент запаса прочности, [2, с. 15];

- коэффициент долговечности [2, с.15]:

- для закаленных и поверхностно-упрочненных колес:

Так как и , то [2, с.15].

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности, [2, с.15];

- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса) [2, с.15]:

- при одностороннем приложении нагрузки

Межосевое расстояние

Т.к. редуктор соосный, то [2, c.36].

Основные размеры колеса [2, с.21]:

- делительный диаметр:

- ширина венца колеса:

Принимаем по ГОСТ 6636-69 .

Минимально допустимое значение модуля [2, с.21]:

где для прямозубых передач [2, с.21];

- коэффициент нагрузки при изгибе [2, с.21]:

где - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, принимаем [2, табл. 2.9, с.22];

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине колеса [2, с.22]:

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, [2, с.22].

Максимальное значение модуля зацепления [2, с.21]:

Из полученного диапазона принимаем стандартный модуль по ГОСТ 9563-80, учитывая, что для силовых передач модуль меньше 1,5 мм применять не рекомендуется [2, c.22]:

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Принимаем

Определяем число зубьев шестерни и колеса [2, с.23]:

Принимаем .

Фактическое передаточное число [2, с. 12]:

Отношение фактического передаточного числа от номинального:

Условие выполняется.

Учитывая, что , принимаем коэффициенты [2, с.23].

Делительные диаметры шестерни и колеса [2, c.23]:

Диаметр окружности вершин зубьев [2, c.23]:

Диаметр окружности впадин зубьев [2, c.23]: