2.2. Расчет зубчатой передачи тихоходной ступени.

Исходные данные:

Цилиндрическая прямозубая 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 %

2.2.1. 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 прямозубых цилиндрических передач .

.

Диаметр заготовки колеса равен: .

Выбираем материал для колеса и шестерни – сталь 40Х [1, стр. 5, табл.1.1], термообработку – улучшение, твердость поверхности зуба шестерни 269…302 , =125 мм, , твердость поверхности зуба колеса 235…262 , = 125 мм, .

Определяем средние значения твёрдости поверхности зуба шестерни и колеса:

2.2.2. Определение допускаемых напряжений: Допускаемые контактные напряжения

Для их определения используем зависимость:

,

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

МПа,

МПа.

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

Коэффициент долговечности: .

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 прямозубой передачи:

Допускаемые напряжения изгиба

Вычислим по формуле .

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

Коэффициент долговечности: ,

где - показатель степени кривой усталости.

.

Эквивалентные числа циклов напряжений при изгибе: ,

где - коэффициент эквивалентности для тяжелого режима работы[1, стр. 8, табл. 3.1]. В результате получим

Поскольку , примем

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

2.2.3. Проектный расчет передачи: Межосевое расстояние

= (u+1) ,

где K_a = 450 – для прямозубых передач; Т₂-крутящий момент на шестерне, Н∙м; К_Н – коэффициент контактной нагрузки.

Коэффициент ширины зубчатого венца для прямозубых передач принимаем [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].