7. Предварительный подбор подшипников

Быстроходный и промежуточный валы. По диаметру d_П = 40 мм назначаем – шариковые радиальные подшипники легкой серии № 208 (С = 32,0 кН; С₀ = 17,8 кН) ГОСТ 8338-75.

Тихоходный вал. По диаметру d_П = 65 мм назначаем – шариковые радиальные подшипники легкой серии № 213 (С = 56,0 кН; С₀ = 34,0 кН) ГОСТ 8338-75.

8. Проверка зубьев на прочность

Выбор материала.

Для шестерни:

Сталь 40Х ГОСТ 4543-71

Термообработка – закалка ТВЧ

Твердость поверхности 45…55 HRC

Для колеса:

Сталь 40Х ГОСТ 4543-71

Термообработка – улучшение

Твердость 260…280 HB

8.1 Расчет допускаемых контактных напряжений

а) для шестерни

Коэффициент безопасности

S_H = 1,2 при закалке

_{Hlim 1} = 17HRC + 200 = 1750 +200 = 1050 МПа

Коэффициент долговечности

- базовое число циклов пр. усталости

По рисунку 8.40 [1]

Время работы t_ = 12000 часов

Число циклов нагружения за срок работы

Эквивалентное число нагружений

Коэффициент долговечности

Принимаем Z_N1 = 1.

Допускаемое контактное напряжение

б) для колеса

Коэффициент безопасности

S_H = 1,1 при однородной структуре зуба

_{Hlim 2} = 2HB + 70 = 2270 +70 = 610 МПа

Коэффициент долговечности

- базовое число циклов пр. усталости

По рисунку 8.40 [1]

Время работы t_ = 12000 часов

Число циклов нагружения за срок работы

Эквивалентное число нагружений

Коэффициент долговечности

Допускаемое контактное напряжение

Допускаемое контактное напряжение передачи

8.2. Расчет допускаемых изгибных напряжений

а) для шестерни

,

где - предел выносливости при изгибе

Y_N - коэффициент долговечности

Y_A - коэффициент, учитывающий характер приложения нагрузки

S_F - коэффициент безопасности

S_F = 1,75 (улучшение)

Y_A = 1 (нереверсивная нагрузка)

_{F lim1} = 900 МПа

,

где N_FG - базовое число циклов

N_FE - эквивалентное число циклов нагружения

- для сталей

Число циклов нагружения за срок работы

Эквивалентное число циклов нагружения

Коэффициент долговечности

Принимаем Y_N1 = 1,0.

Допускаемое изгибное напряжение для шестерни

б) для колеса

,

где - предел выносливости при изгибе

Y_N - коэффициент долговечности

Y_A - коэффициент, учитывающий характер приложения нагрузки

S_F - коэффициент безопасности

S_F = 1,75 (улучшение)

Y_A = 1 (нереверсивная нагрузка)

_{F lim2} = 1,8HB₂ = 1,8  270 = 486 МПа

,

где N_FG - базовое число циклов

N_FE - эквивалентное число циклов нагружения

- для сталей

Число циклов нагружения за срок работы

Эквивалентное число циклов нагружения

Коэффициент долговечности

Принимаем Y_N2 = 1,0.

Допускаемое изгибное напряжение для колеса

8.3. Расчет прочности зубьев по контактным напряжениям

Контактное напряжение в передаче

По степени точности 8 [1] скорости передачи

м/с,

определим коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K_H =1,07.

Коэффициент динамичности

K_HV =1,02.

Коэффициент перекрытия

.

Приведенный модуль упругости зубчатой пары

Тогда коэффициент повышения прочности

Найдем коэффициент концентрации нагрузки (K_H) по длине контактных линий

,

Условие прочности выполнено.