2.2 Допускаемые контактные напряжения
2.2.1 Расчет быстроходной ступени
а) [σ]Н1 – допускаемые контактные напряжения для шестерни
;
[1, с. 12]
Предел контактной выносливости – σH lim = 23HRCср=23·60=1380 МПа, [1, т. 2.2, с. 13]
Коэффициент запаса прочности – SH = 1,2, [1, с. 13]
Коэффициент долговечности ZN
при условии 1≤ ZN
≤ ZN
max,
[1, с. 13]
Число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:
,
[1, с. 13]
,
[1, с. 13]
n = nб = 727 об/мин
n3 = 1 – число вхождений в зацепление зуба колеса быстроходной ступени за один его оборот. [1, с. 13]
Lh = 10000 ч. – суммарное время работы передачи
Для длительно работающих быстроходных передач Nk ≥ NHG и, следовательно, ZN = 1, [1, с. 13]
Коэффициент ZR, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев – ZR = 1, [1, с. 13]
Коэффициент Zυ , учитывающий влияние окружной скорости υ (при малой скорости берем Zυ = 1), [1, с. 13]
МПа
б) [σ]Н2 – допускаемые контактные напряжения для колеса.
;
Предел контактной выносливости – σH lim = 1380 МПа
Коэффициент запаса прочности – SH = 1,2
Коэффициент долговечности ZN
,
n = nпр = 138,21 мин -1
n3 = 1
Lh = 10000 ч
Коэффициент ZR, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев – ZR = 1.
Коэффициент Zυ , учитывающий влияние окружной скорости υ – Zυ = 1
МПа
Допускаемое напряжение [σ]Н для цилиндрических передач с непрямыми зубьями в связи с расположением линии контакта под углом к полюсной линии рассчитываются по следующей формуле:
2.2.2 Расчет тихоходной ступени
а) [σ]Н1 – допускаемые контактные напряжения для шестерни такое же как и [σ]Н2 для быстроходной ступени
МПа
б) [σ]Н2 – допускаемые контактные напряжения для колеса.
;
Предел контактной выносливости – σH lim = 1380 МПа
Коэффициент запаса прочности – SH = 1,2
Коэффициент долговечности ZN
,
n = nт = 33,96 мин -1
n3 = 1
Lh = 10000 ч
Коэффициент ZR, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев – ZR = 1.
Коэффициент Zυ , учитывающий влияние окружной скорости υ – Zυ = 1
МПа
Допускаемое напряжение [σ]Н для цилиндрических передач с непрямыми зубьями в связи с расположением линии контакта под углом к полюсной линии рассчитываются по следующей формуле:
2.3 Допускаемые напряжения изгиба
Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни [σ]F1 и колеса [σ]F2 определяют по общей зависимости:
;
[1, с. 14]
2.3.1 Расчет быстроходной ступени
а) [σ]F1 – допускаемые контактные напряжения для шестерни.
Предел выносливости σF lim = 800 МПа, [1, т. 2.3, с. 14]
Коэффициент запаса прочности SF = 1,55 [1, с. 15]
Коэффициент долговечности YN
,
[1, с. 15]
где YNmax = 2,5 и q = 9, [1, с. 15]
Число циклов NGF = 4·106, [1, с. 15]
Назначенный ресурс Nk
, [1, с. 15]
n = nб = 727 мин -1
n3 = 1, [1, с. 15]
Lh = 10000 ч
В соответствии с кривой усталости напряжения σF не могут иметь значений меньших σF lim. Поэтому при Nk > NGF принимают Nk = NGF.
Коэффициент YR = 1,2, [1, с. 15]
Коэффициент YA = 1, [1, с. 15]
МПа
б) [σ]F2 – допускаемые контактные напряжения для колеса.
Предел выносливости σF lim = 800 МПа
Коэффициент запаса прочности SF = 1,55
Коэффициент долговечности YN:
, при условии 1 ≤ YN ≤ YNmax,
где YNmax = 2,5 и q = 9
число циклов NGF = 4·106.
Назначенный ресурс Nk
,
n = nпр= 138,21 мин -1
n3 = 1
Lh = 10000 ч
В соответствии с кривой усталости напряжения σF не могут иметь значений меньших σF lim. Поэтому при Nk > NGF принимают Nk = NGF.
Коэффициент YR = 1,2.
Коэффициент YA = 1.
МПа
Выбираем
=619,35
МПа