Определение допускаемых напряжений при расчетах зубьев на изгиб и контактную прочность

Контактная выносливость устанавливается сопоставлением действующих в полюсе зацепления расчетного σ_H и допускаемого σ_HР контактных напряжений ге

г

где: σ_H0- контактное напряжение в полном зацеплении при К_H=1-коэффициент нагрузки

Ка-к-т учитывающий внешнюю динамическую нагрузку

К_HV- учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса

-удельная окружная динамическая сила

δH- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификаций профиля головок зубьев.

V-окружная скорость

Ρ₀-коэф-т, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса.

KHα- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Для прямозубого и косозубого зацепления при осевом коэффициенте перекрытия ε_β≤1 и следовательно KHα=1, ε_β>1=>KHα= , ε_{β= ,}

_Zе-коэф-учитывающий мех-кие св-ва сопряженных зубчатых колес, для стальных колес

_Zе=

Z_Н- коэф-т, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления

Zн=2,495- для прямозубых, α_t=α=20 градусов

α_tw -угол зацепления для косозубых передач без смещения

α_tw=tgα/cosβ, βb-основной угол наклона косозубых передач. Βb=arcsin(sinβ*cosα),

Zε-к-т, учитывающий суммарную длину контактных смещений.

Zε= , εβ<1 следовательно Zε= + , где εα- коэффициент торцового перекрытия.

ε_α =[1.88-3.2( ]*cosβ.

Условие прочности выполняется, если перегрузка до 5%, а недогрузка до 10% (в зависимости от требований).При невыполнении условия рекомендуется в небольших пределах изменить ширину колеса, изменить межосевое расстояние. Выбрать другую термообработку.