2 Расчет зубчатых передач

2.1 Выбор материала и термической обработки колес

Расчет прямозубой тихоходной ступени цилиндрической передачи.

В зависимости от требований к габаритам передачи и условий эксплуатации применяем материал изготовления зубчатых колес сталь марки 40Х и термическую обработку колеса – улучшение +ТВЧ 45-50 НRC (47,5), а шестерни 40Х – улучшение 45-50 НRC (47,5).

2.2 Определение допускаемых напряжений

2.2.1. Определение срока службы передачи - , ч

. (2.1)

2.2.2 Определение допускаемых напряжений на контактную прочность

Допускаемые контактные напряжения , МПа, определяем для шестерни и колеса отдельно, при этом

, (2.2)

где - базовое допускаемое напряжение, МПа;

- коэффициент долговечности.

Базовые допускаемые напряжения для зубчатых колес, работающих при постоянном режиме в зоне горизонтального участка кривой усталости, определяются по формуле

(2.3)

где - длительный предел контактной выносливости, определяемый в зависимости от термо-

обработки и группы материалов, МПа;

- коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей, ;

- коэффициент, учитывающий влияние скорости, ;

- коэффициент запаса прочности, .

Базовое допускаемое напряжение шестерен

МПа,

колес -

МПа.

Коэффициент долговечности определяется по формуле

, (2.4)

где - базовое число циклов нагружения;

- эквивалентное число циклов нагружения;

- показатель степени кривой усталости поверхностных слоев зубьев, .

Базовое число циклов нагружения принимается равным

=(HB)³=(10·47,5)³=10,7·10⁷

Эквивалентное число нагружения определяется по зависимости

, (2.5)

где - коэффициенты с графика нагрузки.

В случае получения .

Эквивалентное число нагружения шестерен

.

Эквивалентное число нагружения колес

.

Коэффициент долговечности шестерни передачи равен

.

Коэффициент долговечности колеса передачи равен

.

Допускаемые контактные напряжения шестерни передачи равны

.

Допускаемые контактные напряжения колеса передачи равны

.

2.2.3 Определение допускаемых напряжений на изгиб

_F = _FOy_Ay_N=592,611,3=770,38 (2.6)

где _FO - базовое допускаемое напряжение изгиба при нереверсивной нагрузке, МПа;

y_A - коэффициент, вводимый при двусторонней нагрузке, y_A = 1;

y_N - коэффициент долговечности.

_FO = _{F lim}y_Ry_xy_ / S_F=1007,5111/1,7=592,6, (2.7)

где _{F lim} - предел выносливости, определяемый на зубьях при отнулевом цикле, МПа;

y_R - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности;

y_x – коэффициент размеров;

y_ - коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентра- ции напряжений.

y_R = 1, y_X = 1, y_ = 1, S_F = 1,7.

Шестерня:

_{F lim 1} =500 - 600 МПа= 550 МПа.

Колесо:

_{F lim 2} =500 - 600 МПа= 550 МПа

y_R = 1, y_X = 1, y_ = 1, S_F = 1,7.

(2.8)

где N_FO - базовое число циклов нагружения;

N_FE - эквивалентное число циклов нагружения;

m - показатель степени кривой выносливости.

Шестерня:

m=6

(2.9)

где - коэффициенты с графика нагрузки.

N_FE1 = 602823811(0,21⁶+0,80,6⁶)= 1,510⁷

N_FO1 = 410⁶

N_FE1  N_FO1, Y_N1 = 1

_F1 = 323,5311 = 323,53 МПа.

Колесо:

m=9

N_FE2= 6079,43811(0,21⁹+0,80,6⁹)= 3,810⁶

N_FO2 = 410⁶

_F2 = 323,5311,006 = 325,5 МПа.