Определение допускаемых контактных напряжений.

Допускаемые контактные напряжения определяются по зависимости [9]

                                                           ,                                 (3)

где  – базовый предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов нагружения,

 – коэффициент безопасности,

 – коэффициент долговечности.

Базовый предел контактной выносливости зубьев при HB < 350 находится по формуле [9]

                                                          .

Соответственно, для шестерни – МПа,

                         для колеса – МПа.

Коэффициент безопасности принимаем равным  [9].

Коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима работы на контактную выносливость зубьев, определяется по зависимости

                                                                ,                                      (4)

где  – базовое число циклов нагружения,

   – фактическое число циклов нагружения.

Фактическое число циклов нагружения (для режима постоянной нагрузки)

                                                                ,

где n – частота вращения того колеса, для которого определяется N_H, об/мин,

   t – число часов работы передачи за расчетный срок службы, равное t = 20000 ч.

Подставляя значения n₁, n₂ и t, получаем

- для шестерни – .

- для колеса – .

Базовое число циклов нагружения определяется в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев и составляет [9]: для шестерни , для колеса .

Подставляя значения N_H и N_H0 в формулу (4), получаем

– для шестерни ,

– для колеса  .

Так как К_HL1 < 1 и K_HL2 < 1, то принимаем К_HL1 = 1 и K_HL2 = 1 (для длительно работающих передач при N_H > N_H0 коэффициент долговечности К_HL = 1).

Подставляя найденные значения параметров в формулу (3), определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

,

.

Для цилиндрических прямозубых и косозубых передач с небольшой разностью твердости зубьев (HB₁ – HB₂ < 30) за расчетное принимается меньшее значение из [s_H]₁ и [s_H]₂. Таким образом, допускаемое контактное напряжение .

 

Определение допускаемых напряжений изгиба.

Допускаемые напряжения изгиба определяются по зависимости [9]

                                                       ,                              (5)

где  – базовый предел изгибной выносливости зубьев,

 – коэффициент безопасности,

 – коэффициент долговечности,

 – коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.

Базовый предел изгибной выносливости зубьев для улучшенных колес с твердостью HB < 350 определяется по зависимости [9]

                                   s_Flimb = 260 + HB, что составляет                         

– для шестерни ,

– для колеса  .

Коэффициент безопасности принимаем  [9].

Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки – при односторонней (нереверсивной) нагрузке .

Коэффициент долговечности определяется по формуле [9]

                                                                ,                                      (6)

где N_F0 – базовое число циклов нагружения, для всех сталей ,

    N_F – фактическое число циклов нагружения.

Фактическое число циклов нагружения при постоянной нагрузке

                                                           .

Для шестерни – .

Для колеса – .

Подставляя значения N_F и N_F0 в формулу (6), получим

– для шестерни ;

– для колеса  .

Так как К_FL1 < 1 и K_FL2 < 1, то принимаем К_FL1 = 1 и K_FL2 = 1.

Подставляя значения параметров в формулу (5), находим допускаемые напряжения изгиба

– для шестерни ,

– для колеса  .

Расчет зубчатой передачи