5.2.3. Определение допускаемого контактного напряжения для колеса

,

где – предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений, и определяется оп формуле для термообработки, нормализации или улучшения при НВ < 350

= 2НВ + 70

[S_H] – допускаемое напряжение коэффициента запаса прочности. Для термообработки, нормализации или улучшение при НВ < 350, [S_H] = 1.1.

Z_R – коэффициент, учитывающий шероховатость рабочих поверхностей зубьев.

При R_a = 1,25, … , 0,63 принимаем Z_R = 1

При R_a = 2,5, … , 1,25 принимаем Z_R = 0,95

Для 7 и 8 степени точности изготовления колёс шероховатость поверхности R_a= 2,5, … , 1,25

Z_V –коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости. При v≤5 м/с принимаем Z_V = 1.

K_HL – коэффициент долговечности, определяется по формуле:

,

где N_HO – базовое число циклов перемены напряжений, определяется по формуле:

N_HO = 30 · НВ₂^2,4,

если N_HO > 12 · 10⁷, то следует принять N_HO = 12 · 10⁷

N_NE – действительное число циклов перемены напряжений, определяется по формуле:

N_NE = 60 · n₂ · с · t_n,

где n₂ – число оборотов вала колеса, мин ^–1

с – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым, в нашем случае с = 1.

t_n – срок службы передачи, час. t_n = 36000 час.

В случае, если N_NE > N_HO , K_HL = 1.

5.2.4. Определение внешней делительной окружности колеса, dе2

, где

T₂ – крутящий момент на колесе, Н · м

u – передаточное число

K_H – коэффициент концентрации нагрузки. Определяется по графикам или по таблице 5.9, в зависимости от коэффициента ширины колеса по диаметру _b, который определяется по формуле и округляется по ряду чисел, приведенному после формулы

0,1; 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,71; 0,8; 0,9; 1; 1,2

Таблица 5.9.Значение коэффициента _b в зависимости от положения колеса относительно опор

	b					b = 0,5a (U ± 1)
	0,2	0,4	0,6	0,8	1,2
Симметричное при НВ ≤ 350	1,01	1,02	1,03	1,04	1,07
Несимметричное при НВ ≤ 350	1,03	1,05	1,07	1,12	1,29
Консольное при НВ ≤ 350	1,08	1,17	1,28	–	–

Полученное значение внешнего делительного диаметра, d_е2 округляют в большую сторону по ряду чисел из таблицы 5.10.

Таблица 5.10. Нормализованные значения внешнего делительного диаметра, d_е2

1 ряд	50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 280; 315; 355; 400; 450
2 ряд	56; 71; 90; 112; 140; 180; 225

5.2.5. Определение углов делительных конусов шестерни δ₁ и колеса δ₂

δ₂ = arctg u

δ₁ = 90° – δ₂,

где u – передаточное число.

5.2.6. Определение внешнего конусного расстояния R_e

5.2.7. Определение ширины колеса b₂. b₂ = b₁

b₂ = 0,285 · R_e

Полученное значение округлить до ближайшего целого числа по нормальному ряду чисел.

5.2.8. Определение внешнего торцевого модуля передачи m_e

где, [σ_F]₂-допускаемое напряжение изгиба , предварительно [σ_F]₂ определяется по формуле:

[σ_F]₂ ≈ 1,03HB₂

Полеченное значение модуля m_e округлить по стандартному ряду чисел из таблицы 5.11.

Таблица 5.11. Стандартный ряд чисел модуля m_e.

1 ряд 1,0; 1,6; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8

2 ряд 1,25; 1,75; 2,25; 3,5; 4,5; 5,5; 7,9

5.2.9. Определение числа зубьев колеса Z₂

Полученное значение округлить до ближайшего целого числа.

5.2.10. Определение числа зубьев шестерни Z₁

Z₁ > Z_{1 min} Z_{1 min} = 17

5.2.11 Определение фактического передаточного числа и иго погрешности

u_ф= Z₂ / Z₁

,

Примечание. Смотри пункт 5.1.9

5.2.12 Определение геометрических параметров шестерни и колеса конической передачи.

5.2.12.1 Определение внешних делительных диаметров шестерни d_e1 и колеса d_e2:

d_e1 = m_e · Z₁ d_e2 = m_e · Z₂

Полученные значения сверить со стандартными значениями.

5.2.12.2. Определить внешние диаметры окружностей выступов шестерни d_ae1,колеса d_ae2.

d_ae1 = d_e1 + 2m_e · cos₁

d_ae2 = d_e2 + 2m_e · cos₂

5.2.12.3. Определить средний нормальный модуль m_n.

m_n = m_e (1 ─ 0,5b/R_e)

5.2.12.4. Определить средние диаметры шестерни dm₁ и колеса dm₂.

dm₁ = m_n · Z₁ dm₂ = m_n · Z₂

5.2.13 пределение сил, действующих в зацеплении

В коническом зубчатом зацеплении действуют следующие силы:

─ окружная на шестерни F_t1 и колеса F_t2;

─ радиальная на шестерни F_r1 и колеса F_r2;

─ осевая на шестерни F_а1 и колеса F_а1­­;

F_t1 = F_t2 = 2T₁/(d_m1·10³)

F_r1 = F_a2 = F_t1 · tg · cos₁

F_a1 = F_r2 = F_t1 · tg · sin₁

5.2.14 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба, σ _F2

где, ─ коэффициент концентрации нагрузки, определяется по таблице 5.12.

Таблица 5.12. Значения коэффициента концентрации нагрузки

Располож. колес относит. опор.	Твердость зубьев	b
		0,2	0,4	0,6	0,8	1,2
Консольное Симметричное Несимметричное	НВ = 350 НВ > 350 HB = 350 HB > 350 HB = 350 HB > 350	1,16 3,33 1,01 1,02 1,05 1,09	1,37 1,7 1,03 1,04 1,1 1,18	1,64 ─ 1,05 1,08 1,17 1,3	─ ─ 1,07 1,14 1,25 1,43	─ ─ 1,14 1,3 1.42 1,73

K_FV ─ коэффициент динамической нагрузки, для прямозубой передачи при НВ ≤ 350

K_FV = 1,4

Y_F2 ─ коэффициент формы зуба, определяется для конической передачи по эквивалентному числу зубьев Z_V по таблице 5.13.

Таблица 5.13. Значения коэффициент формы зуба

ZV	17	20	22	24	26	28	30	35	40	45	50	60	80	100	150	200
YF	4,27	4,07	3,98	3,92	3,88	3,81	3,8	3,75	3,7	3,66	3,65	3,62	3,61	3,6	3,6	3,6

Z_V2 = Z₂ / cos₂

Z_V2 = Z₁ / cos₂