2.Розрахунок закритих циліндричних зубчастих передач

2.1 Розрахунок тихохідної передачі:

-потужність Р₁=3,546 кВт;

-кутова швидкість:

₁=40,213 рад/с; ₂=11,975 рад/с;

-передаточне число u =3,358;

-режим навантаження -постійний (П);

-строк служби передачі h=1 10⁴ год.

-обертовий момент T₁= 88 Hм

2.1.1.Вибираємо марку матеріалу зубчастих коліс

Зубчасті колеса із твердістю HB < 350 добре припрацьовуються. Для кращого припрацьовування зубців твердість шестерні H₁ рекомендують назначати більшою від твердості колеса . У косозубих передачах твердість зубців шестірні H₁ повинна бути значно вищою (приблизно на 80 одиниць HB ), ніж зубців колеса.

Для виготовлення шестірні та колеса вибираємо леговану

сталь 40ХН . Для шестірні твердість поверхні зубців Н₁=269…302 НВ (найбільш імовірна твердість Н₁=280 НВ) Для колеса твердість поверхні зубців Н₂=180…262 НВ (найбільш імовірна твердість Н₂=200 НВ)

2.1.2. Обчислюємо допустимі контактні напруження

окремо для шестірні та колеса за формулою:

Границі контактної витривалості зубців: шестірні та колеса у МПа.

Шестірні -

Колеса -

- коефіцієнт небезпеки, для коліс із однорідною сруктурою =1,1;

-коефіцієнт довговічності, який ураховує можливості збільшення допустимих навантажень: ,

де - база випробувань;

для матеріалу шестірні ;

для матеріалу колеса .

-еквівалентне число циклів навантаження зубців за строк

служби передачі :

,

де сумарне число циклів навантаження зубців шестірні або колеса за строк служби передачі ,

де n - частота обертання шестірні або колеса, об/хв;

h - строк служби передачі, год.

Для шестірні - .

Для колеса - .

- коефіцієнт еквівалентності

Вибираємо для середнього режиму навантаження (П) =0,25.

Визначимо N_НЕ за одержаними даними та .

Для шестірні - .

Для колеса - .

Тоді ,

Існують обмеження коефіцієнта довговічності K_Нl при однорідній структурі матеріалу зубчастих коліс 1 < K_Hl < 2,6.

Приймаємо К_Hl =1

Обчислюємо допустимі контактні напруження:

Для шестірні - .

Для колеса -

Для прямо- і косозубих передач при H > 350 за розрахункове допустиме напруження беруть менше із двох значень та . Для косозубих передач, якщо твердість зубців хоча б одного колеса H < 350HB, за розрахункове беруть: із виконанням умов .

;

450 < 1,23*427,27; 450 <525,542 МПа. ,

умова виконується.

2.1.3.Обчислюємо допустимі напруження на згин

Допустиме напруження визначають окремо для зубців шестірні та зубців колеса , МПа за формулою

,

де - границя витривалості зубців при згині,

;

; .

-коефіцієнт впливу напряму прикладання навантаження на зубці :

- при однобічному прикладанні навантаження (нереверсивна передача ) - =1.0 ,

- коефіцієнт довговічності : ,

де -базове число циклів =4000000; -еквівалентне число циклів : ,

де сумарне число циклів, - коефіцієнт еквівалентності при (СР) режимі навантаження К_FE =0,14.

Для шестірні - _.

Для колеса -

- коефіцієнт небезпеки, =1.75 -при ймовірності неруйнування зубців 0.90.

Необхідно врахувати обмеження : при однорідній структурі матеріалу (H<350HB) або зі шліфованою перехідною поверхнею зубів незалежно від твердості 1 < < 2.08.

Приймаємо =1

Обчислюємо допустимі навантаження на згин.

Для шестірні - _.

Для колеса - .