Проверочный расчет тихоходной передачи редуктора на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

Цель расчета – определить фактические напряжения в контакте для проверки условия прочности. Фактические напряжения могут отличаться от допускаемых вследствие уточнения геометрических размеров передачи и расчетных коэффициентов.

Уточнение коэффициента ψ_bd=b_w/d_w1=38/60,952=0,623

Уточнение коэффициента K_Hβ=1,04

Окружная скорость в зацеплении V=πd₁n_j/60*1000=3,14*60,952*341,37/60*1000=1,09(м/с)

Поскольку данная передача является передачей общего машиностроения, не требующая высокой точности, выберем 8 степень точности.

Перекрытие зубьев характеризуется коэффициентом торцевого перекрытия ε_α и коэффициентом осевого перекрытия ε_β.

Коэффициент торцевого перекрытия вычисляется по формуле:

Коэффициент осевого перекрытия:

Суммарный коэффициент перекрытия:

Коэффициент К_Нα, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления примем(рис. 3.3 учебного пособия):

К_Нα=1,08

 

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении определяется по формуле:

 

где w_HV– удельная окружная динамическая сила,

T₃ – вращающий момент на шестерне рассчитываемой передачи, Т₃=311,55;

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

δ_Н – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев (табл. 3.3 учебного пособия), δ_Н=0,004

g₀– коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса (смотреть 3.4), g₀=56

Удельная расчетная окружная сила,

Коэффициент z_ε, учитывающий суммарную длину контактных линий, для косозубой передачи с коэффициентом осевого перекрытия ε_β<1:

Расчетное контактное напряжение определяется как:

 

где z_H- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления(см. рис. 3.4 учебного пособия), z_H=2,45

z_E– коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, z_E=190,

тогда подставив все коэффициенты в формулу, получим:

 

 

σ_Н ≤ σ_НР=948_.

Уточнение допускаемых контактных напряжений:

где величина 0,9σ_Hlimbj/S_Hmin=948, это посчитано ранее, отсюда получаем:

σ_НР=948z_Nj,

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

где Z_H1, Z_H2– коэффициенты долговечности для шестерни и колеса, определяемые в зависимости от отношения N_HE1/N_Hlimb1 и N_HE2/N_Hlimb2;

N_Hlimbj– базовое число циклов контактных напряжений шестерни и колеса, N_Hlimbj= 3 млн. циклов

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

N_HEj– эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях шестерни и колеса, определяемое в зависимости от режима нагружения и продолжительности работы привода,

N_HE=μ_HN_∑j,

где μ_Н – коэффициент, характеризующий интенсивность типового режима нагружения при расчете на контактную прочность. Так как номер режима I – тяжёлый (табл. 2.2 учебного пособия), следует:

μ_Н=0,5,

N_Σj – число циклов нагружения зуба шестерни или колеса за весь срок службы передачи:

N_Σj=60c_jn_jt_∑

где с_i – число циклов нагружения зуба за один оборот зубчатого колеса, равное числу зубчатых колес, находящихся в зацеплении с рассматриваемым, с_i=1;

n_j – частота вращения зубчатого колеса в относительном движении, n=81,89мин^-1;

t_∑- время работы передачи за весь срок службы привода, t_∑=10000 ч.