_{2.1. Расчет шевронной передачи}

Техническое задание должно содержать следующую информацию:

- мощность на валу колеса..................P₁ = 34,8 кВт;

- частота вращения шестерни.................. n₁ = 2950 об/мин;

- частота вращения колеса....................... n₂ =590 об/мин;

- срок службы передачи............................ t_г = 6 000 часов ;

2.2 Выбор материала. Определение допускаемых напряжений для проектного расчета.

2.2.1. Выбор материала:

Для шестерни: Сталь 40ХН; HRC=43;

Для колеса: Сталь 40Х; HB=245;

В соответствии с выбранным материалом и поверхностной твердостью главным расчетным критерием является контактная прочность.

2.2.2 Допускаемые усталостные контактные напряжения зубчатого колеса.

Расчет по этим допускаемым напряжениям предотвращает усталостное выкрашивание рабочих поверхностей в течение заданного срока службы t.

(6)

где Z_R - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности.

Z_V - коэффициент, учитывающий окружную скорость. При заданных значениях частот вращения валов можно предварительно предположить, в каком интервале лежит окружная скорость передачи.

S_H - коэффициент запаса прочности

Z_N - коэффициент долговечности

Z_R =0,9; Z_V =1; S_H =1,2;

(7)

N_HG - базовое число циклов

N_GH = (HB)³  1210⁷. (8)

Далее все параметры, относящиеся к шестерне, будут обозначаться индексом "1", параметры, относящиеся к колесу - индексом "2".

N_HE1 - эквивалентное число циклов шестерни

N_HE1 = 60n₁t (9)

Эквивалентное число циклов колеса

. (12)

_Hlim - предел контактной выносливости зубчатого колеса при достижении базового числа циклов N_HG.

Расчетные допускаемые контактные напряжения для передачи

(13)

3. Выбор расчетных коэффициентов.

3.1.Выбор коэффициента нагрузки. Коэффициент нагрузки для предварительных расчётов выбира­ ется из интервала

K_H = 1,3...1,5. (16)

Если в рассчитываемой передаче зубчатые колёса расположены симметрично относительно опор, K_H выбирается ближе к нижнему пределу.

3.2. Выбор коэффициента ширины зубчатого колеса. Для редукторных передач рекомендуется:

4. Проектный расчет передачи.

4.1. Определение межосевого расстояния.

Для закрытой передачи, если оба или хотя бы одно из колёс име­ ет твёрдость меньше 350 ед., проектный расчёт проводится на уста­ лостную контактную прочность для предотвращения выкрашивания в течение заданного срока службы t.

, мм. (17)

Здесь T₁ - момент на валу шестерни в Нм.

Числовой коэффициент: Ka = 410;

По ГОСТу

4.2. Выбор нормального модуля. Для зубчатых колёс при HB350 хо­ тя бы для одного колеса рекомендуется выбрать нормальный модуль из следующего соотношения

(18)

По ГОСТу

4.3. Числа зубьев

; (19)

принимаем 20

. (20)

принимаем 100

4.4. Угол наклона зубьев

4.5. Делительные диаметры

; (22)

. (23)

Выполним проверку

. (24)

4.6. Диаметры выступов

(25)

4.7. Диаметры впадин

(26)

4.8. Расчетная ширина колеса

. (27)

𝑏= =110,75

4.9. Торцовая степень перекрытия

. (31)

4.10. Окружная скорость

(32)

Степень точности 8.

5. Проверочные расчеты.

5.1. Для проверочных расчетов, как по контактной, так и по изгибной прочности определим коэффициенты нагрузки.

. (33)

. (34)

K_HV и K_FV - коэффициенты внутренней динамической нагрузки.

K_H и K_F - коэффициенты концентрации нагрузки (неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий).

K_H и K_F - коэффициенты распределения нагрузки между зубьями.

5.2. Проверка по контактным напряжениям

. (35)

Z_E - коэффициент материала. Для стали

Z_E = 190.

Z_ - коэффициент учёта суммарной длины контактных линий

Прямозубые

; (36)

Z_H - коэффициент формы сопряжённых поверхностей. Выбирается из таблицы 1.13 интерполяцией.

F_t - окружное усилие

. (38)

Отклонение

. (39)

5.3. Проверка по усталостным напряжениям изгиба.

5.3.1. Допускаемые напряжения изгиба

. (40)

Проверка по этим напряжениям предотвращает появление усталостных трещин у корня зуба в течении заданного срока службы t и, как следствие, поломку зуба.

Y_R - коэффициент шероховатости переходной кривой.

Y_X - масштабный фактор.

Y_ - коэффициент чувствительности материала к концентрации нап­ ряжения.

Y_A - коэффициент реверсивности нагрузки.

Y_N - коэффициент долговечности. Рассчитывается отдельно для шестерни и колеса

. (41)

N_FG - базовое число циклов. Для стальных зубьев

N_FG = 410⁶. (42)

m - степень кривой усталости. В предыдущей и последующих формулах расчета усталостной изгибной прочности:

для улучшенных сталей

m = 1,5;

N_FE1 - эквивалентное число циклов шестерни

N_FE1 = 60n₁t. (43)

Эквивалентное число циклов колеса

. (46)

S_F и _Flim - коэффициент запаса прочности и предел выносливости зуба.

5.3.2. Рабочие напряжения изгиба. Определяется отдельно для шестерни и колеса

. (47)

Y_FS - коэффициент формы зуба

. (48)

X - коэффициент сдвига инструмента.

Z_V - эквивалентное число зубьев

. (49)

Y_ - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении

(51)

Рабочие напряжения определяются для каждого зубчатого колеса или для того, у которого меньше отношение

. (54)

Действительный запас усталостной изгибной прочности

. (55)

Значение коэффициента запаса усталостной изгибной прочности показывает степень надёжности в отношении вероятности поломки зуба. Чем больше этот коэффициент, тем ниже вероятности усталостной поломки зуба

5.4. Проверка на контактную статическую прочность.

. (56)

T_max=T_пик - пиковая нагрузка по гистограмме нагружения.

[]_Hmax - допускаемые статические контактные напряжения.

Для улучшенных зубьев

. (57)

Эти допускаемые напряжения предотвращают пластические деформации поверхностных слоев зуба.

Предел текучести _T можно выбрать из таблицы 1.2.

Эти допускаемые напряжения предотвращают растрескивание поверхностных слоев зуба.

5.5. Проверка изгибной статической прочности. Проверка делается для шестерни и колеса

. (59)

- допускаемые статические напряжения изгиба. Для улуч­ шенных и поверхностно упрочнённых зубьев

. (60)

Проверка по этим допускаемым напряжениям предотвращает мгновенную поломку зуба при перегрузке передачи.