2.6. Определение предельных контактных напряжений в зубьях шестерни и колеса

Предельные контактные напряжения зависят от твердости и числа циклов контактирования поверхности детали. При одинаковой твердо­сти зубьев шестерни и колеса более слабым звеном является шестер­ня, т.е.

Предельное контактное напряжение для поверхности зуба шес­терни определяется по формуле

Для стальных зубьев с термоулучшением при НВ<350 верхний и нижний пределы вычисляем согласно табл. 1.6:

Для стальных зубьев показатель т = 6, число циклов, соответст­вующих излому кривой усталости:

Расчетное число циклов изменения контактных напряжений на од­ной поверхности зуба шестерни:

Принимаем эквивалентную длительность цикла нагружения од­ной поверхности равной длительности одностороннего вращения в те­чение одного цикла по циклограмме t = 0,3 мин, число контактов од­ной поверхности зуба шестерни за один оборот с = 1. По исходным данным частота вращения шестерни = 450 об/мин, число циклов нагружения передачи N = 1500.

Подставляя числовые значения, получаем:

Предельное напряжение после числовых подстановок:

Так как неравенство выполняется, принимаем

2.7. Определение допускаемой величины контактных напряжений

где S = 1,2 - коэффициент безопасности по табл. 1.7, соответст­вующий назначению механизма (0,98 < P < 0,99).

2.8. Определение значений коэффициентов k , к , к

и функции , входящих в формулу определения

межосевого расстояния

2.8.1. Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете на контактную выносливость = 1 - для прямозубых пар.

2.8.2. Коэффициент, учитывающий неравномерность распре­деления нагрузки по ширине зубчатых, венцов:

В результате, подставляя числовые значения:

2.8.3. Коэффициент, учитывающий дополнительную динами­ческую нагрузку, в первом приближении K_hv = 1.

2.8.4. Функция = 1 - при прямых зубьях,.

2.9. Определение межосевого расстояния цилиндрической зубчатой передачи в первом приближении

приведенный модуль упругости для контакта стальных зубьев.

Подставляя входящие в формулу величины, получаем:

2.10. Определение модуля зацепления

В первом приближении

Выбираем ближайшее наибольшее стандартное значение модуля т = 1,375 мм.

2.11. Определение основных размеров зубчатой передачи

Диаметры делительных я начальных окружностей ( и ) при корригировании с коэффициентами смещения совпадают, т.е.

Тогда для шестерни и колеса:

Диаметры окружностей вершин зубьев:

Диаметры окружностей впадин зубьев:

Межосевое расстояние (окончательная величина):

Рабочая ширина венца в первом приближении

Действительную ширину зубчатого венца получаем округлением в сторону увеличения до нормального линейного размера по табл. 1.12: b₂ ⁼ 25 мм и b₁ = 24 мм.

Тогда окончательная величина рабочей ширины зубчатого венца (определяющая область действия контактных напряжений):