2. Расчет цилиндрических зубчатых зацеплений.

2.1. Расчет зубчатой передачи быстроходной ступени.

Исходные данные:

Цилиндрическая косозубая передача;

Тип передачи – реверсивная;

Крутящий момент на шестерне – ;

Частота вращения шестерни – ;

Передаточное число – ;

Режим работы – тяжелый

Коэффициент использования передачи:

в течение года – KИГ = 0,7

в течение суток – KИС = 0,9

Срок службы передачи – L = 10 лет

Продолжительность включения – ПВ = 40 %

2.1.1. Выбор материалов зубчатых колес:

Определим размеры характерных сечений заготовок, принимая, что при передаточном числе зубчатой передачи шестерня изготавливается в виде вал-шестерни. Тогда

, где – коэффициент, учитывающий вид передачи (для непрямозубых цилиндрических передач ; Т₁-крутящий момент на шестерне, Н∙м;

;

;

Диаметр заготовки колеса равен

Выбираем материалы зубчатых колес [1, стр. 5, табл.1.1]. Принимаем для колеса и шестерни – сталь 45. Для шестерни принимаем термообработку – улучшение, твердость поверхности зуба шестерни 269…302 , =80 мм, , а для колеса термообработку – нормализация, твердость поверхности зуба колеса 179…207 , любая.

Определяем средние значения твёрдости поверхности зуба шестерни и колеса:

2.1.2. Определение допускаемых напряжений: Допускаемые контактные напряжения

Для их определения используем зависимость ,

где j = 1 для шестерни, j = 2 для колеса;

;

Пределы контактной выносливости найдём по формулам [1,стр 7, табл. 2.1]:

Коэффициенты безопасности [1,стр 7, табл. 2.1]: S_H1 = 1.1; S_H2 = 1.1.

Коэффициенты долговечности: ,

где

Базовые числа циклов при действии контактных напряжений [1, стр. 5, табл. 1.1]:

Эквивалентные числа циклов напряжений: , где - коэффициент эквивалентности для тяжелого режима работы [1, стр. 8, табл. 3.1].

Суммарное число циклов нагружения:

;

В результате расчётов получим

;

Поскольку , примем

Поскольку , примем

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи:

Условие выполняется.

Допускаемые напряжения изгиба

Вычислим по формуле ,

где

Для определения входящих в формулу величин используем [1, стр. 10, табл. 4.1]. Пределы изгибной выносливости зубьев:

МПА,

МПа.

Коэффициент безопасности при изгибе: S_F1 = 1,7; S_F2 = 1,7.

Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки, для реверсивного привода K_FC1 = 0,65; K_FC2 = 0,65.

Коэффициенты долговечности: ,

где - показатель степени кривой усталости.

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе: , где - коэффициенты эквивалентности для тяжелого режима работы[1, стр. 8, табл. 3.1], тогда

Поскольку , примем

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

2.1.3. Проектный расчет передачи: Межосевое расстояние

Межосевое расстояние передачи определяют из расчета на выносливость по контактным напряжениям

= (u+1) ,

где K_a = 410 – для шевронных передач; Т₁-крутящий момент на шестерне, Н∙м; К_Н – коэффициент контактной нагрузки.

Коэффициент ширины зубчатого венца для косозубых передач примем из стандартного ряда по ГОСТ 2185-66: [1, стр. 11]. На этапе проектного расчёта задаёмся значением коэффициента контактной нагрузки k_Н =1,2. Тогда:

Полученное межосевое расстояние округляем до ближайшего стандартного значения [1, стр. 11, табл. 6.1].