3. Расчёт закрытой цилиндрической передачи

Исходные данные для расчёта

1. Мощность на ведущем валу P₁= 8505,4 Вт;

2. Частота вращения ведущего вала n₁=960 мин^-1;

3. Передаточное число u = 3,2;

4. Срок службы передачи L=5 лет;

5. Режим нагружения переменный.

Коэффициенты: ; K_сут = 0,38; К_год = 0,75.

3.1. Выбор материалов, вида термообработки зубчатых колес

Материалы и термическая обработка зубчатых колес (табл.П1)

Шестерня – сталь 45, улучшение HB₁ = 192…240, для расчёта HB₁ = 210;

Колесо - сталь 45, нормализация HB₂ = 170…217, для расчета HB₂ = 190.

Механические характеристики материала:

• шестерня: предел прочности - _в=750 МПа, сечение S  100 мм; предел текучести – _т=450 МПа.

• колесо: предел прочности - _в=600 МПа, сечение S  80 мм; предел текучести – _т=340 МПа.

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

1. Предел контактной выносливости поверхности зубьев _Hlim:

σ_Hlim1 = 2HB₁+70 = 2*210+70 = 490 МПа;

σ_Hlim2 = 2HB₂+70 = 2*190+70 = 450 МПа;

2. Коэффициент безопасности при расчете на контактную прочность:

S_H1 = 1,1; S_H2 = 1,1;

3. Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев Z_R при определении допускаемых контактных напряжений. Принимаем R_A=1,25…2,5 мкм (табл.П2); Z_R=0,95.

4. Коэффициент, учитывающий окружную скорость колес Z_V.

Принимаем V≤5 м/сек; Z_V=1,0.

5. Срок службы работы передачи L_h за расчетный срок службы:

6. Коэффициент долговечности при расчете на контактную выносливость Z_N:

Z_N =

Принимаем Z_N = 1.

N_HG1 = 30(HB₁)^2,4 = 30*(210)^2,4 =11,2*10⁶<12*10⁷;

N_HG2 = 30(HB₂)^2,4 = 30*(190)^2,4 =8,8*10⁶<12*10⁷.

7. Производим расчет при переменных режимах нагружения:

N­­_K1 = 60*L_h*c* *n₁ = 19*10⁷;

N­­_K2 = 60*L_h*c* *n₂ = 5,9*10⁷;

Z_N1 = = 0,62 ~ 1;

Z_N2 = = 0,73 ~ 1;

Принимаем Z_N1 = 1, Z_N2 = 1.

8. Допускаемые контактные напряжения [_H]₁, [_H]₂:

[σ_H]₁ = *Z_R*Z_V*Z_N1=(490/1,1)*0,95*1*1 = 423,18 МПа;

[σ_H]₂ = *Z_R*Z_V*Z_N2=(450/1,1)*0,95*1*1 = 388,64 МПа;

[σ_H] = = 405,91 < 1,25 _min.

3.2.9. Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба _Flim :

σ_Flim1 = 1,8*HB₁ = 378 МПа;

σ_Flim2 = 1,8*HB₂ = 342 МПа.

3.2.10. Коэффициент безопасности при расчете на изгиб S_F (табл.П1).

Принимаем S_F = 1,75.

3.2.11. Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности при расчете допускаемых напряжений изгиба Y_R.

Принимаем Y_R = 1.

3.2.12. Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки Y_a = 1.

3.2.13. Коэффициент долговечности при расчете на изгиб Y_N

Y_N1 = = 0,56 ~ 1;

Y_N2 = = 0,68 ~ 1;

Принимаем: Y_N1 = Y_N2 =1

3.2.14. Допускаемые напряжения изгиба [_F]₁, [_F]₂:

;

[σ_F]₁ = *1*1*1 = 216 МПа;

[σ_F]₂ = 195,43 МПа.

3.2.15. Предельные допускаемые контактные напряжения при кратковременных перегрузках [_H]_max1, [_H]_max2:

[σ_H]_max1 = 2,8σ_T = 2,8*450 = 1260 МПа;

[σ_H]_max2 = 2,8σ_T = 2,8*340 = 952 МПа

3.2.16. Предельные допускаемые напряжения изгиба при кратковременных перегрузках [_F]_max1, [_F]_max2

[σ_F]_max1 = σ_Flim1*Y_Nmax*K_St/S_St =378*4*1,3/1,75=1123,2 МПа;

[σ_F]_max2 = σ_Flim2*Y_Nmax*K_St/S_St =348*4*1,3/1,75=1016,2 МПа