2.1.1. Расчет допускаемых контактных напряжений

Для их определения используем зависимость:

_HPj =

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

_Hlimbj предел контактной выносливости (табл.5 [1]),

_Hlimb1 = 2× +70 = 2×285.5+70 = 641 МПа

_Hlimb2= 2× +70 = 567 МПа

S_Hj коэффициент безопасности (табл.5 [1]),

S_H1= 1,1 т.к. однородный материал зуба

S_H2=1,1

K_HLj- коэффициент долговечности;

K_HLj = 1,

здесь N_H0j – базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл.4 [1]),

N_H01=

N_H02 =

Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим по табл.6 [1] в зависимости от режима нагружения: _h =0,25.

Суммарное время работы передачи в часах

t_h= 365×L×24×K_г×К_с×ПВ = 365×6×24×0.6×0.8×0.25 = 6307 ч.

где K_г – коэффициент использования передачи в течение года;

K_с – коэффициент использования передачи в течение суток;

L – срок службы передачи в годах;

ПВ – продолжительность включения;

Суммарное число циклов нагружения:

N_j = 60×n_j×c×t_h,

где с – число зацеплений колеса за один оборот, с = 1;

n_j– частота вращения j-го колеса, n₁=354.3 мин^-1, n₂= 100 мин^-1;

N_1 = 60×354.3×6307 = 134×

N_2 = 60×100×6307 = 37.8×

Эквивалентное число циклов контактных напряжений:

N_HEj = _h×N_Σj;

N_HE1 = _h×N_Σ1 = 0.25×134× = 33.5×

N_HE2= _h×N_Σ2 = 0.25×37.8× = 9.5×

Коэффициенты долговечности

K_HL1= = = 0.951˂1, K_HL1= 1

K_HL2= = = 1.101

Допускаемые контактные напряжения для материала шестерни и колеса

_HP1 = = = 583 МПа

_HP2 = = = 567,5 МПа

Допускаемые контактные напряжения передачи:

_HP = 0.45×(_{HP1 +} _HP2) = 0.45×(583+567.5) = 517.6 МПа

(для косозубой передачи)

2.1.2. Расчет допускаемых напряжений изгиба

_FPj = ,

где _Flimj предел выносливости зубьев при изгибе (табл.7 [1]),

_{Flim 1} = 1.75× =1.75×285.5 = 499,6 МПа

_{Flim 2} = 1.75× = 1.75×248.5 = 434,8 МПа

S_Fj коэффициент безопасности при изгибе (табл.7 [1]),

S_F1= 1,7 S_F2 = 1,7

K_FCj коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (табл.7 [1]). При нереверсивной передаче:

K_FC1= 1 K_FC2= 1

K_FLj коэффициент долговечности при изгибе:

K_FLj= 1

N_F0 – базовое число циклов при изгибе; N_F0 = 4×10⁶

N_FEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе;

N_FEj= _Fj×N_Σj.

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется по табл.6[1] в зависимости от режима нагружения и способа термообработки

_F= 0,06

N_FE1 = _F×N_Σ1 = 134× ×0.06 = 8.04×

N_FE2 = _F×N_Σ2 = 37.8× ×0.06 = 2.27×

K_FL1 = 1 K_FL2 = 1

Допускаемые напряжения изгиба:

_FP1= = 293,9 МПа

_FP2= = 255,8 МПа

2.2 Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:

= 410×(u+1)× = 410×(3.55+1)× = 132.3 мм,

K_Н - коэффициент контактной нагрузки примем K_Н = 1,2

Коэффициент ширины зубчатого венца = 0,3125 (ряд на с.4 [1]).

Округлим до ближайшего большего стандартного значения (табл.2 [1]) ГОСТ 2185-66 =140 мм.

Получим меньшее контактное напряжение (недогруз).

2.2.1. Модуль, число зубьев, угол ß, коэффициент смещения

Модуль выберем из диапазона

m= = = 1.4…2.8

Округлим m до стандартного значения (табл.1 [1]) ГОСТ 9563-60: m=2мм

Модуль меньше 2 в силовых передачах не используют.

Суммарное число зубьев:

Z = = = 136.9,

Z =137

Уточняем угол ß

ß = arccos ) = arccos ) ͌

Число зубьев шестерни:

Z₁= = 30.01

Z₁ = 30

Число зубьев колеса:

Z₂= Z - Z₁= 137 – 30 = 107

Фактическое передаточное число:

u_ф = =

Значение u_ф не должно отличаться от номинального более чем на 2.5 % при u 4.5 и более чем на 4 % при u > 4.5

u = ×100= = 0,4% ˂ 5%

Коэффициенты смещения шестерни и колеса: x₁= 0 x₂= 0