4 .3. Проверочный расчёт зубчатой передачи

ПО КРИТЕРИЮ УСТАЛОСТНОЙ ПРОЧНОСТИ ЗУБЬЕВ

Проверочный расчёт зубьев косозубых передач выполняется по критерию изгибной усталостной прочности зубьев:

_F= 2Т Y_FS (К_F Y_ Y_) / (m d b)  [_F], (19)

где Т – момент, передаваемый данным зубчатым колесом;

Y_FS – коэффициент формы зуба (рис. 11); назначается по эквивалентному числу зубьев данного зубчатого колеса z _v = z / cos³ ;

К_F = К_А К_F К_F К_F.– коэффициент расчётной нагрузки; (20)

Коэффициент К_F учитывает влияние динамических перегрузок, возникающих из-за неточности зубчатых колёс [4, таблица 21].

Коэффициент К_F учитывает влияние неравномерности распределения напряжений по ширине зубчатого венца. Подобно коэффициенту К_Н коэффициент К_F зависит от схемы расположения зубчатых колёс редуктора. Значение этого коэффициента можно определить по формуле:

К_F = 0,18 + 0,82 К⁰_Н.

К оэффициент К_F. учитывает влияние погрешностей изготовления зубчатой пары на распределение нагрузки между зубьями. Принимается, что К_F.= К⁰_Н.

Таким образом, значения К_F и К_F. определены без учёта приработки зубьев.

К оэффициент Y_ учитывает влияние наклона зубьев и определяется по формуле:

Y_ = 1 – _  0,7;

здесь _= b sin/(m cos).

Коэффициент Y_ учитывает влияние перекрытия зубьев. Для косозубых передач при _  1 значение Y_ = 1/_.

Допускаемое напряжение при расчёте зубьев на усталость;

[_F] = _{F lim} Y_F Y_N / [s_F], (21)

где _{F lim} – предел выносливости зубьев;

[s_F] – нормативный коэффициент запаса усталостной прочности зубьев (таблица 20).

Коэффициент долговечности Y_N = (N_GF /N_F)^1/m учитывает режим работы; принимается для всех сталей N_F = 4  10⁶ ; при Н  350НВ значение m = 6 и Y_N  4, а при Н  350НВ значение m = 9 и Y_N  2,6.

Комплексный коэффициент

Y_F = Y_T Y_z Y_g Y_d Y_A, (22)

где Y_z – коэффициент способа получения заготовки зубчатого колеса; для поковок и штамповок Y_z = 1; для проката Y_z = 0,9; для литых Y_z = 0,8;

Y_A – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки; принимается Y_A = 1 при одностороннем приложении нагрузки и Y_A = 0,7 ... 0,8 при реверсивной нагрузке (большие значения при твёрдости более 350 НВ).

Принято Y_F = Y_z Y_A, остальные коэффициенты в (22) предполагаем равными единице.

Y_g – коэффициент влияния шлифования переходной поверхности между смежными зубьями; для колёс с нешлифованной переходной поверхностью Y_g = 1;

Y_T – коэффициент влияние технологии обычно принимается Y_T  1;

Y_d – коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения (поверхностного наклёпа) или электрохимической обработки переходной поверхности; для колёс без поверхностного упрочнения или электрохимической обработки принимается Y_d = 1; при поверхностном наклёпе Y_d находится в пределах от 1 до 1,2.

Р езультаты расчёта усталостной прочности зубьев при изгибе представлены в таблице 13.

Таблица 13

Параметр	Тихоходная передача		Быстроходная передача
	шестерня	колесо	шестерня	колесо
Момент T, Нм
Число зубьев z
cos
Приведенное число зубьев z
Коэффициент формы зуба YFS
Диаметр d, мм
Ширина венца b, мм
Модуль зацепления т, мм
Коэффициент КА
Окружная скорость , м/с
Коэффициент К F
Коэффициент К F 
Коэффициент К F
Коэффициент К F

Коэффициент Y

Коэффициент Y
Расчётное значение F, МПа
Нормативный коэффициент запаса изгибной усталостной прочности [sF]
Предел выносливости F lim, МПа
Число циклов NF
База испытаний NGF
Коэффициент YN
Коэффициент Yz
Коэффициент YA
Коэффициент YF
Допускаемое значение [F], МПа

Условие прочности _F= 2Т Y_FS (К_F Y_ Y_) / (m d b)  [_F] выполняется для всех передач.