Проверка статической контактной прочности по пиковой нагрузке.

где - кратковременная нагрузка

МПа

Условие статической контактной прочности выполняется.

Проверка изгибной статической прочности:

Условие статической контактной прочности по напряжениям выполняется.

2.2. Прямозубая тихоходная передача Выбор материалов и способа упрочнения.

Для колеса выбираем материал – сталь 40ХН термическая обработка - улучшение, твердость HB230...300 (примем НВ280). Для шестерни термическая обработка - улучшение твердость НВ300

2.2.1. Расчет допускаемого контактного напряжения.

Так как передача закрытая и твердость одного колеса НВ<350 проектный расчет проводим из условия усталостной контактной прочности:

Базовое число циклов (30) шестерни:

N_HG1=300³=2,7*10⁷

Базовое число циклов колеса:

N_HG2=280³=2.2*10⁷

Эквивалентное число циклов вычисляем по формуле:

Эквивалентное число циклов, вычисляется по формуле:

N_HE=60*n*t*e_H

Определяем коэффициенты долговечности:

Длительный предел контактной выносливости шестерни:

Для колес с поверхностной закалкой:

Вычисляем допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса:

МПа

МПа

Допускаемые контактные напряжения быстроходной передачи для реализации головочного эффекта: = =525 МПа

2.2.3.Выбор расчетных коэффициентов.

Коэффициент нагрузки К_Н берется из интервала: К_Н-(1,3…1,5).

Для косозубой передачи, К_Н вследствие меньшей динамической нагрузки принимаем ближе к нижнему пределу К_Н=1,3.

Коэффициент ширины зуба при нессиметричном расположении зубчатых колес выбирается из интервала (3,стр.155):

-(0,351…0,4)

Для прямозубой передачи принимаем =0,315.

2.2.4.Проектный расчет передачи.

Межосевое расстояние а_w определяется из выражения:

, [мм]

где k_a - числовой коэффициент

- передаточное число

- крутящий момент на шестерне Н*м

мм

по ГОСТу мм.

Выбор нормального модуля m для зубчатых колес рекомендуется из следующего соотношения:

выбираем по ГОСТу значение .

Число зубьев:

Диаметры шестерни и колеса:

мм.

мм.

Проведем проверку:

a_w =0.5*( d₁ +d₂ )= 0.5*(66+334)=200 мм;

Определим диаметры выступов и впадин:

d_a1 = d₁ + 2*m = 66+2*2=70 мм;

d_a2 = d₂ + 2*m = 334+2*2=338 мм;

d_f1 = d₁ – 2.5*m = 66 – 2.5*2= 61 мм;

d_f2 = d₂ – 2.5*m = 334 – 2.5*2= 329 мм.

Ширина колеса

Ширина колеса b определяется по формуле:

мм

Торцевая степень перекрытия.

Торцевая степень перекрытия определяется по выражению:

Окружная скорость и выбор степени точности.

Окружная скорость определяется по формуле:

м/с.

По окружной скорости выбираем степень точности передачи [3, стр.154]. Для передач общего машиностроения при окружной скорости не более 3 м/с для прямозубых колес выбираем 8-ю степень точности.

2.2.5.Проверочный расчет на усталостную контактную прочность

Для проверочных расчетов, как по контактной, так и по изгибной прочности определяем коэффициенты нагрузки: по контактной прочности

по изгибной прочности:

где k_hv и К_FV - коэффициенты внутренней динамической нагрузки [3, табл. 10.5, стр. 181];

К_Hβ и К_Fβ - коэффициенты концентрации нагрузки (учитывают неравномерность распределение нагрузки по длине контактной линии) [3, рис. 10.21, стр. 182];

Кна и К_Fа-' коэффициенты распределения нагрузки между зубьями.

Определяем коэффициенты. Коэффициенты внутренней динамической нагрузки для 8-ой степени точности при НВ<350 колеса и V=0,9 м/с определяем методом интерполяции.

Контактные напряжения, действующие в зацеплении(3,стр.166):

где Z_Е- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов шестерни и колеса ,для стали Z_Е=190 МПа (3,стр.166)

коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии, вычисляемый по формуле (54) [3, стр.168].

Z_H - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей, при для без смещения, (3, стр.167);

F_t - окружная сила, н.

Н

Вычисляем контактные напряжения:

Вычисляем недогрузку:

<10%.

Недогрузка составляет 1,3%, что допустимо.