Проектный расчет на контактную выносливость

В ходе проектного расчета закрытых прямо- и косозубых зубчатых передач устанавливают предварительные размеры передачи.

1. Выбирают материал и способ обработки (п. 3.2.1).

2. Рассчитывают допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба (п. 3.2.2).

3. Определяют коэффициент относительной ширины колес . Этот параметр выбирают в следующих пределах: для колес из улучшенных сталей при несимметричном расположении относительно опор принимают , из закаленных сталей при таком же расположении 0,25…0,315; для любых колес при симметричном расположении относительно опор 0,4.. 0,5; для шевронных колес 0,6..0,8; для передвижных шестерен коробок передач .

4. Определяют межосевое расстояние передачи.

По ГОСТ 21354-87 сначала вычисляют ориентировочное значение межосевого расстояния, мм.

, (4.3.1)

где – расчетный коэффициент; для прямозубых передач , для косозубых и шевронных ; – передаточное число; – вращающий момент на колесе, Н∙м; – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии. При проектном расчете принимают (меньшее значение при твердости материала колес , большее – при ), – допустимое контактное
напряжение, МПа (п. 3.2.2).

Полученное значение округляют по (ГОСТ 2185-66*) до ближайшего числа из рядов, имея в виду, что значения первого ряда предпочтительнее:

1-й ряд – 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800;

2-й ряд – 140, 180, 225, 280, 355, 450, 560, 710, 900.

5. Принимают нормальный модуль для прямозубых передач (он же является окружным модулем ) в зависимости от : для нормализованных или улучшенных колес , для колес с закаленными зубьями . Выбранное значение модуля округляют до ближайшего стандартного (ГОСТ 9563-60), имея в виду, что значения без скобок предпочтительнее: 1; 1,25; 1,5; (1,75); 2; (2,25); 2,5; (2,75); 3; (3,25); 3,5; (3,75); 4; (4,25); 4,5; 5; (5,5); 6; 6,5; (7); 8; (9); 10; (11); 12.

Для прямозубых передач с целью сохранения стандартного значения модуль необходимо назначать кратным этому значению.

6. Определяют числа зубьев шестерни и колеса:

– для прямозубых передач

; ; ; (4.3.2)

– для косозубых передач

, (4.3.3)

где – суммарное число зубьев шестерни и колеса; – угол наклона зубьев, град.

Предварительно принимают = 8…20°. Нижнее значение ограничено с целью обеспечения минимума двухпарного зацепления, верхнее – во избежание больших осевых сил. Для шевронных колес = 25…30° (40°).

Полученное значение округляют до ближайшего целого значения и уточняют угол зубьев:

. (4.3.4)

В этом случае сохранится стандартное значение межосевого расстояния.

Для косозубых колес число зубьев шестерни при некорригированном зацеплении выбирают из условия

. (4.3.5)

7. Далее определяют остальные гео­метрические параметры.

· При некоррегированном зацепле­нии делительные диаметры, мм, соот­ветственно шестерни и колеса (рис. 4.8) с точностью до сотых долей вычисляют по формулам:

, (4.3.6)

.

.

 

Рис. 4.8. Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи

 

· Затем проверяют межосевое рассто­яние:

. (4.3.7)

· Ширина колеса, мм:

, (4.3.8)

где – рабочая ширина венца зубчатого колеса.

Для косозубых передач необходимо проверять условие

. (4.3.9)

Ширину шестерни принимают приблизительно на 5 мм больше шири­ны с целью компенсации возможных погрешностей сборки.

 

· Диаметры окружностей, мм, соот­ветственно вершин и впадин зубьев шестерни:

. (4.3.10)

· Диаметры окружностей, мм, соответ­ственно вершин и впадин зубьев
колеса:

. (4.3.11)

После выполнения проектного расче­та, учитывая, что основным видом разру­шения закрытых зубчатых передач явля­ется усталостное выкрашивание (питтинг) поверхности зубьев вблизи полюс­ной линии, переходят к проверочному расчету на контактную выносливость.