Определение усилий в зацеплении

где =20˚ - угол зацепления;

Схема действия сил в зацеплении

Расчет на изгибную выносливость

Y_β – коэффициен, учитывающий угол наклона зуба. Для косозубой передачи равен ,где

Y_в= ;

Y_ε – коэффициент, учитывающий перекрытие сопряженных профилей.

;

K_F=K_A·K_Fα·K_Fβ·K_Fυ- коэффициент нагрузки при изгибе ;

K_A=1 - коэффициент внешней динамической нагрузки;

K_Fα=1 – неравномерность нагрузки на зубья;

K_Fβ определяем по графику (c.50, рис.4.2.2, [4]) и принимаем значение K_Fβ=1,05.

который оред по табл2.5[6] в зависимости от твердости зубьев. Т.к твердость >HB 350, то принимаем

_{Окружная скорость:}

По табл. 6.7 [1] принимаем 9-ю степень точности передачи по нормам плавности, а также коэффициенты.

Находим коэффициент K_F=1,05·1,069=1,122

По числу зубьев шестерни и колеса выбираем для них коэффициенты Y_F по таблице в зависимости от z_v (c.16, [6]):

_{Выбираем YF1=3,92; YF2=3.62;}

Тогда 110,55МПа

Условие прочности выполняется: σ_F<σ_FP1

Расчет на выносливость по контактным напряжениям

Где – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев.

β _в =arcsin(si nβ×cosα_t) ° - угол наклона зубьев на основной окружности

α­_t=arctg(tgα/cosβ)= arctg(tg20/cos17,08)=20,644

β _в =arcsin(si n17,08×cos20,644)=15,74

– коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес,

– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий,

,где - коэффициент, учитывающий перекрытия зубьев в процессе работы.

Тогда,

K_A=1;

–коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца.

– коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику передачи.

- удельная окружная динамическая сила.

По табл. 6.7 [1] принимаем коэффициенты g₀=5,6 и δ_F=0,06.

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Перегрузка по контактным напряжениям составляет:

=2,515%, что допустимо.

3.2 Расчет быстроходной цилиндрической косозубой закрытой передачи

Для изготовления шестерни и колеса выбираем сталь 40Х и вариант термообработки улучшение+закалка ТВЧ, с твердостью зубьев колес 387 HВ (41 HRC), зубьев шестерни 430 HВ (45HRC).

Определение допускаемого контактного напряжения:

3. Для колеса.

– допускаемое контактное напряжение при проектировочном расчёте, где

- базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев

S_H = 1,2 - коэффициент запаса прочности

Z_N - коэффициент долговечности режима работы с постоянными нагрузками :

- базовое число циклов нагружений.

N_k- эквивалентное число циклов нагружений при постоянной нагрузке.

σH lim=17·HRC+200=17·42+200=914 МПа

N_{H lim}=30*H_HB^2.4=30·387^2.4= 487·10⁵ циклов

N_k1=60·c·L_h·n=60·10512·96,31= 607,4·10⁵ циклов

N_k>N_{H lim} , следовательно принимаем m=20

Таким образом, допускаемое контактное напряжение для шестерни:

4. Для шестерни.

SН=1,2;

σH lim=17·HHRC+200=17·45+200=965 МПа

N_{H lim}=30*H_HB^2.4=30·430^2.4= 627,3·10⁵ циклов

N_k1=60·c·L_h·n=60·10512·385,24= 2429,8·10⁵ циклов

N_k>N_{H lim} , следовательно принимаем m=20;

Таким образом, допускаемое контактное напряжение для колеса:

Следовательно, для дальнейших расчетов принимаем σ_HP=676,706 МПа,

т.к.