2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Определим коэффициент долговечности для зубьев шестерни К_НL1 и колеса К_HL2 по формуле [1, с. 55]

,

где N_H01 – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, млн. циклов

N₁ – число циклов перемены напряжений за весь срок службы находится по формуле [1, с. 55]

N₁=573·ω₁·L_h

где ω₁ – угловая скорость быстроходного вала, 1/с

L_h – срок службы привода (ресурс), ч находится по формуле [1, с. 39]

_{где LГ – срок службы привода, лет}

_{tc – продолжительность смены, ч}

_{Lс – число смен}

N₁=573·35,7·11680=5,6 10 ⁷ , т.к. N₁>N_H01 принимаем [1, с. 55]

,

где N_H02 – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, млн. циклов

N₂ – число циклов перемены напряжений за весь срок службы находится по формуле [1, с. 55]

N₂=573·ω₂·L_h

где ω₂ – угловая скорость тихоходного вала, рад/с

L_h – срок службы привода (ресурс), ч

N₂=573·8,37·11680=22,4 10 ⁷ , т.к. N₂>N_H02 принимаем [1, с. 55]

Определим допускаемое контактное напряжение и соответствующие пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_H01 и N_H02 по формуле [1, с. 52]

Определим допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса по формуле [1, с. 55]

Н/мм²

2.3 Определение допускаемых изгибных напряжений

Определим коэффициент долговечности для зубьев шестерни К_FL1 и колеса К_FL2 по формуле [1, с. 56]

,

где N_F01 – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости, млн. циклов (N_F01= )

N₁=5,6 10 ⁷, т.к. N₁>N_F01 принимаем [1, с. 56]

,

где N_F02 – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, млн. циклов

N₂=22,4 10 ⁷, т.к. N₂>N_F02 принимаем [1, с. 56]

Определим допускаемое изгибное напряжение и , соответствующие пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_F01 и N_F02 по формуле [1, с. 52]

Определим допускаемые изгибные напряжения для зубьев шестерни и колеса по формуле [1, с. 56]

2.4 Расчет зубчатой передачи

2.4.1 Определим главный параметр - межосевое расстояние a_w , мм:

[1, с. 56]

K_a - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач K_a=43;

- коэффициент ширины венца колеса. = 0,32;

-допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, H/мм²;

T₂ - вращающий момент на тихоходном валу. T₂=599,3;

K_Hβ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев K_Hβ=1;

Принимаем стандартное значение, равное 200мм.

2.4.2 Определим модуль зацепления:

;

K_m - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач K_m=5,8;

- делительный диаметр колеса, мм;

мм;

- ширина венца колеса, мм;

мм;

- допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, =256,47, Н/мм²;

, мм;

Принимаем 2мм из стандартного ряда чисел.

2.4.3 Определяем угол наклона зубьев β_min для косозубых передач:

;

2.4.4 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

для косозубых колес ;

;

2.4.5 Уточним действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:

;

;

2.4.6 Определим число зубьев шестерни

;

;

2.4.7 Определим число зубьев колеса

;

;

2.4.8 Определим фактическое передаточное число U_ф и проверим его отклонение Δu от заданного u:

;

;

;

;

2.4.9 Определим фактическое межосевое расстояние:

;

мм;

2.4.10 Определим фактические основные геометрические параметры передачи, мм.

Для шестерни:

Делительный диаметр

;

мм;

Диаметр вершин зубьев

;

мм;

Диаметр впадин зубьев

;

мм;

Ширина венца

;

мм;

Для колеса:

Делительный диаметр

;

мм;

Диаметр вершин зубьев

;

мм;

Диаметр впадин зубьев

;

мм;

Ширина венца

;

мм;

2.4.11 Проверим межосевое расстояние:

;

мм;

2.4.12 Проверим пригодность заготовок колес:

Условие пригодности колес

Диаметр заготовки шестерни

;

мм; 90<125;

Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи

2.4.13 Проверим контактные напряжения , Н/мм².

К - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К=376;

F₁ - окружная сила в зацеплении, Н;

Н;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес определяется по графику [рис. 4.2, с.64] в зависимости от окружной скорости колес.

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи. =1,02;

, Н/мм²;

Условие прочности выполняется

2.4.14 Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса , Н/мм².

;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых передач =0,81;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колес =1;

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости и степени точности передачи, =1,03;

;

;

=> ;

;

;

=> ;

;

;

Условие прочности выполняется.