2.2. Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

Для их определения используем зависимость

_HPj= .

Пределы контактной выносливости определим по формулам табл. 1.5 [1]:

_Hlim1 = 2НВ₁+70= 2•285.5 + 70 = 641 МПа;

_Hlim2 = 2НВ₂+70 = 2•248.5 + 70 = 567 МПа.

Коэффициенты безопасности S_H1 = 1.1, S_H2 = 1.1 (табл. 1.5). Коэффициенты долговечности

K_HLj = 1.

Базовые числа циклов при действии контактных напряжений:

N_H01 = 23.5•10⁶; N_H02 = 16.8•10⁶ (табл. 1.4).

Эквивалентные числа циклов напряжений

N_HEj = _hN_Σj,

где _h = 0.125 – коэффициент эквивалентности для легкого режима работы (см. табл. 1.6 [1]).

Суммарное число циклов нагружения

N_j = 60 n_j c t_h,

где с = 1, t_h – суммарное время работы передачи, t_h = 365L24K_гK_сПВ,

ПВ = 0.01ПВ%.

В результате получим

ПВ = 0.01•25 = 0.25, t_h=5•365•24•0.9•0.6•0.25 = 5913 ч;

N_1 = 60•973•5913 = 3.45•10⁸, N_2 = 60•243.25•5913 = 0.863•10⁸;

N_HE1 = 0.125•3.45•10⁸ = 43.1•10⁶, N_HE2 = 0.125•0.863•10⁸ = 10.8•10⁶.

Поскольку N_HE1 > N_H01, примем K_HL1 = 1. Вычислим K_HL2 = = 1.077.

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

= = 582.73 МПа; = = 555.1 МПа.

Допускаемые контактные напряжения для прямозубой передачи

= = 555.1 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба

Вычислим по формуле

= .

Для определения величин, входящих в эту формулу, используем данные табл. 1.7 [1]. Пределы изгибной выносливости зубьев:

_Flim1 = 1.75НВ₁ = 1.75•285.5 = 499.62 МПа;

_Flim2 = 1.75НВ₂ = 1.75•248.5 = 434.88 МПа.

Коэффициенты безопасности при изгибе: S_F1 = 1.7; S_F2 = 1.7.

Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки, для нереверсивного привода K_FС1 = 1, K_FС2 = 1.

Коэффициенты долговечности

K_FLj = 1,

где q_j – показатель степени кривой усталости, q₁ = 6, q₂ = 6 (см. табл. 1.6);

N_F0 = 4•10⁶ – базовое число циклов при изгибе.

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе N_FEj = _FjN_Σj,, коэффициенты эквивалентности для легкого режима работы _F1 = 0.038, _F2 = 0.038 (см. табл. 1.6), отсюда

N_FE1 = 0.038•3.45•10⁸ = 13.11•10⁶; N_FE2 = 0.038•0.863•10⁸ = 3.278•10⁶.

Поскольку N_FE1 > N_F0, примем K_FL1 = 1. Вычислим K_FL2 = = 1.034.

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

= = 293.89 МПа; = = 264.51 МПа.

2.3. Проектный расчет передачи

Внешний делительный диаметр колеса

d_e2 = 1650 = 1650 = 384.05 мм,

где K_Н – коэффициент контактной нагрузки, примем на этом этапе расчета K_Н = 1.2; =0.85 – коэффициент, учитывающий снижение несущей способности зуба конической передачи по сравнению с зубом цилиндрической передачи.

Полученную величину округлим до ближайшего большего стандартного значения d_e2 = 400 мм (см. табл. 2.1 [1]).

Модуль, числа зубьев колес и фактическое передаточное число

Модуль определим по формуле

m_e= = = 2.6 мм,

где = 0.85. Округлим модуль до ближайшего большего стандартного значения из первого ряда табл. 1.1: m_e = 3мм.

Число зубьев колеса Z₂ = = = 133.3, округлим до ближайшего целого числа Z₂ = 133. Число зубьев шестерни Z₁ = = = 33.25, округлим до ближайшего целого числа Z₁ = 33. Фактическое передаточное число u_ф= = =4.03. Отличие фактического передаточного числа от номинального

u = 100 = 100 = 0.76% < 3%.

Геометрические параметры передачи

Внешние делительные диаметры колеса и шестерни:

d_e2 = m_eZ₂ = 3•133 = 399 мм; d_e1 = m_eZ₁ = 3•33 = 99 мм.

Углы делительных конусов:

= arctg u_ф = arctg 4.03 = 3’51”; = 90- = 90- 3’51 = 56’9”.

Внешнее конусное расстояние

R_e = = = 205.55 мм.

Ширина зубчатого венца b = 0.285R_e = 0.285•205.55 = 58.58 мм_. Округлим b до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров: b = 60 мм.

Коэффициенты смещения шестерни и колеса

x₁ = 2 = 2 = 0.326, x₂ =  x₁=  0.326.

Средняя окружная скорость в зацеплении

V = ,

где d_m1 = d_e1(1  0.5 ) – средний делительный диаметр шестерни, = . Тогда = = 0.292, d_m1 = 99(1 0.5•0.292) = 84.551 мм;

V = = 4.308 м/с.

Назначаем степень точности n_ст = 7.