2. Быстроходная ступень. Косозубая передача.

Исходные данные:

= 80,6Нм; n_пром= 160,49 мин^-1; U_Б = 4,53; n_вх =727 мин^-1.

1. Выбор твёрдости , термической обработки и материала колёс.

Для шестерни выбираем сталь 40Х, термообработка – закалка, твёрдость 48…53 НRC, предел прочности σ_В=1600 МПа, предел текучести σ_Т=1400 МПа. Для колеса - сталь 40Х, термообработка – улучшение, твёрдость 269…302 НВ, предел прочности σ _В=900 МПа, предел текучести σ_Т= 750МПа.

Допускаемые контактные напряжения находим по формуле:

[σ]_Н= σ_НlimZ_NZ_RZ_V/S_H,

где предел контактной выносливости для шестерни σ_Нlim= 17НRC_ср+200 (МПа) и для колеса σ_Нlim= 2НВ_ср+70 (МПа) по табл.2.2, минимальное значение коэффициента запаса прочности S_H=1,2- для зубчатых колес с поверхностным упрочнением и S_H=1,1 – для улучшенных. Коэффициент долговечности Z_N= , при условии 1 ≤ Z_N ≤ Z_Nmax

Число циклов N_HG= 30HB_cp^2,4≤ 12·10⁷

Ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин^-1, и времени работы L_h, ч: N_k=60nn₃L_h, где n₃- число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот.

Суммарное время работы передачи вычисляем по формуле: L_h=L·365K_год·24К_сут, где L – число лет работы, K_год- коэффициент годового использования передачи, К_сут- коэффициент суточного использования передачи.

Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости Z_R=1. Коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости Z_V=1.

Для шестерни:

σ_Нlim= 17НRC_ср+200 = 17·50,5 +200 = 1058,5 МПа;

L_h=L·365K_год·24К_сут= 5·365·0,3·24·0,29 = 3810,6 ч;

N_HG= 30HB_cp^2,4= 30·490^2,4= 8,58·10⁷;

N_k=60nn₃L_h= 60·727·1·3810,6= 1,66·10⁸;

Z_N= = = 0,895; принимаем Z_N= 1.

[σ]_Н1= 1058,5·1·1·1/1,2= 882 МПа

Для колеса:

σ_Нlim= 2НВ_ср+70 = 2·285,5 + 70 = 641 МПа;

L_h=L·365K_год·24К_сут= 5·365·0,3·24·0,29 = 3810,6 ч;

N_HG= 30HB_cp^2,4= 30·285,5^2,4= 2,34·10⁷;

N_k=60nn₃L_h= 60·160,49·1·3810,6= 0,37·10⁸;

Z_N= = = 0,926; принимаем Z_N= 1.

[σ]_Н2= 641·1·1·1/1,1= 583 МПа.

Среднее допускаемое напряжение: [σ]_Н = 0,45([σ]_Н1+ [σ]_Н2)= 0,45(882+583) = 659,25 МПа. Условие [σ]_Н ≤ 1,25[σ]_Нmin= 1,25·583 = 728,75 МПа выполняется.

Допускаемые напряжения изгиба

[σ]_F= σ_FlimY_NY_RY_A/S_F,

где предел выносливости σ_Flim= 1,75НВ_ср (МПа) по табл.2.3, минимальное значение коэффициента запаса прочности S_F=1,7. Коэффициент долговечности Y_N= , при условии 1 ≤ Y_N ≤ Y_Nmax.

Число циклов N_FG= 4·10⁶; Y_Nmax= 4 и q=6 – для улучшенных зубчатых колес и Y_Nmax= 2,5 и q= 9 – для закаленных и поверхностно-упроченных зубьев.

Ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин^-1, и времени работы L_h, ч: N_k=60nn₃L_h, где n₃- число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот.

Суммарное время работы передачи вычисляем по формуле:

L_h=L·365K_год·24К_сут, где L – число лет работы, K_год- коэффициент годового использования передачи, К_сут- коэффициент суточного использования передачи. Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости Y_R=1,05…1,2. Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса), при одностороннем приложении нагрузки Y_A=1.

Для шестерни:

σ_Flim= 650 МПа – предел выносливости при изгибе из табл.2.3;

L_h=L·365K_год·24К_сут= 5·365·0,3·24·0,29 = 3810,6 ч;

N_k=60nn₃L_h= 60·727·1·3810,6= 1,66·10⁸;

Y_N= = = 0,66; принимаем Y_N= 1.

[σ]_F1= 630·1·1,05·1/1,7= 389 Мпа.

Для колеса:

σ_Flim= 1,75НВ_ср = 1,75·285,5 = 492,49 МПа;

L_h=L·365K_год·24К_сут= 5·365·0,3·24·0,29 = 3810,6 ч;

N_k=60nn₃L_h= 60·160,49·1·3810,6= 0,37·10⁸;

Y_N= = = 0,69; принимаем Y_N= 1.

[σ]_F2= 492,49·1·1,2·1/1,7= 347,64 МПа.