
- •1.2.3 Определение предполагаемой частоты вращения вала
- •1.3 Определение общего передаточного отношения привода и разбивки его
- •1.4 Определение мощности на валах, частоты вращения валов и
- •2 Расчет зубчатых передач
- •2.1 Выбор материала и термической обработки колес
- •2.2 Определение допускаемых напряжений
- •2.2.2 Определение допускаемых напряжений на контактную прочность
- •2.2.3 Определение допускаемых напряжений на изгиб
- •2.3 Расчет цилиндрической косозубой передачи, быстроходной ступени.
- •2.3.1 Определение срока службы передачи - , ч
- •2.3.2 Определение допускаемых напряжений на контактную прочность
- •2.3.3 Определение допускаемых напряжений на изгиб
- •2.4 Расчет закрытых зубчатых цилиндрических передач
- •2.4.2 Определение модуля передачи
- •2.4.3 Определение суммарного числа зубьев для прямозубой передачи
- •2.4.4 Определение числа зубьев шестерни
- •2.4.5 Определение числа зубьев колеса
- •2.4.6 Определение геометрических размеров колес и размеров заготовок
- •2.4.7 Определение усилий в зацеплении
- •2.4.8 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
- •2.4.9 Проверка зубьев колес на контактную прочность
- •4.1 Выбор типа подшипников
- •4.2. Расчет подшипников качения
- •4.2.1 Расчет подшипников качения тихоходного вала
- •4.2.2 Расчет подшипников качения промежуточного вала
- •4.2.3 Расчет подшипников качения быстроходного вала
- •5.1 Расчёт шпонки быстроходного вала
- •5.2 Расчёт шпонки промежуточного вала
- •5.3 Расчёт шпонки тихоходного вала
- •Список литературы
2.3 Расчет цилиндрической косозубой передачи, быстроходной ступени.
В зависимости от требований к габаритам передачи и условий эксплуатации применяем материал изготовления зубчатых колес сталь марки 40ХН и термическую обработку колеса – улучшение 269-302 HB (285,5), а шестерни 40ХН – улучшение + ТВЧ 45-50 НRC (47,5).
2.3.1 Определение срока службы передачи - , ч
.
2.3.2 Определение допускаемых напряжений на контактную прочность
Допускаемые контактные напряжения , МПа, определяем для шестерни и колеса отдельно, при этом
,
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
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
,
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
=(HB)3=2,3·107
Эквивалентное число нагружения определяется по зависимости
,
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
.
2.3.3 Определение допускаемых напряжений на изгиб
HP = 0,45(H1+H2) =0,45(775+493)=570,6≤616,25 (2.10)
Шестерня:
F lim 1 =500 - 600 МПа= 550 МПа.
Колесо:
F lim 2 =1,75HB=1,75·285,5=500МПа
yR = 1, yX = 1, y = 1, SF = 1,7.
где NFO - базовое число циклов нагружения;
NFE - эквивалентное число циклов нагружения;
m - показатель степени кривой выносливости.
Шестерня:
m=9
где - коэффициенты с графика нагрузки.
NFE1 = 60n1t1= 6014103811(0,219+0,80,69)= 6,7107
NFO1 = 4106
F1 = 323,5311 = 323,53 МПа.
Колесо:
m=6
NFE2= 60n1t1= 602823811(0,216+0,80,66)= 1,5106
NFO2 = 4106
F2 = 294,111 = 294,1 МПа.