2. Расчет косозубой цилиндрической передачи 5-6

2.1. Схема передачи и исходные данные.

Удалить левый рисунокРисунок 3 Зубчатая передача

Таблица 2

Передача	5-6
Передаточное отношение	4,5181
Крутящий момент на шестерне	606,97
Крутящий момент на колесе	1286.39
Угловая скорость шестерни	18,91
Частота вращения шестерни	180,72

2. Критерий работоспособности и расчёта передачи.

Зубчатые передачи выходят из строя в основном по причине:

1. Усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев

2. Усталостной поломки зуба

3. В результате статических перегрузок

Если передача закрытая, с невысокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC < 50, то наиболее вероятным выхода из строя следует считать усталостное выкрашивание и расчёт следует вести из условия ограничения контактных напряжений.

_Н < [_Н]

Если передача открытая или закрытая, но с HRC > 55, то вероятной причиной выхода из строя – усталостная поломка зубьев и расчёт следует вести по напряжениям у ножки зуба.

_F < [_F]

Во всех случаях необходима проверка на статическую прочность.

В данном случае ведем расчет по контактным напряжениям.

2.3 Выбор материалов зубчатых колёс.

Передачи данного редуктора не подвергаются большим нагрузкам, следовательно, наиболее подходящим материалом для их изготовления являются стали, подвергнутые улучшению. Зубья колес из улучшаемых сталей хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению.

Таблица 3

Звено	Марка	Dзаг	ТО	Твёрдость	в	т
Шестерня 3, 5	Сталь 40Х	125	Улучшение	269…302	990	750
Колесо 4, 6	Сталь 45	125	Улучшение	235…262	780	540

2.4. Расчёт допускаемых напряжений.

2.4.1. Расчёт допускаемых контактных напряжений.

Допускаемые контактные напряжения в соответствии с ГОСТ 21354-75:

[]_H = 0.9  _{H lim} / S_H,

где S_H - коэф. безопасности (S_H=1.1 при однородной структуре колес);

_{H lim} - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм²;

_{H lim =}_{H lim B}  K_HL,

где _{H lim в} - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/ мм²;

K_HL - коэффициент долговечности.

K_HL = ,

где N_HO – базовое число циклов перемены напряжений;

N_HЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений.

_{H lim B} = 2Н_НВ +70

_{H lim B 5}= 2269 + 70 = 608 МПа

_{H lim B 6}= 2235 + 70 = 540 МПа

N_HO = 30 HB ^2.4

N_HO5 = 30  269 ^2.4 = 20348234,16

N_HO6 = 30  235 ^2.4 = 14712420,33

N_HE = 60  n  c  t_  ,

где t_ - суммарное время работы передачи:

t_ = Z_год  300  К_смен  К_час,

где Z_год – срок службы передачи;

К_смен – число смен в сутки;

К_час – количество часов работы за одну смену.

t_ = 5  300  1  6 = 9000 часов

N_{HE 5} = 60  180,72  2 26280(1³ 0,6 + 0,5³  0,4) = 370447084,8

N_{HE 6} = 60  40  1  26280(1³ 0,6 + 0,5³  0,4) = 40996800

N_NO5/N_HE5=20348234.16/370447084,8=0,05< 1,

значит примем K_HL5=1

K_{HL 6} =  1,

значит примем K_HL6=1

Таким образом:

[]_{H 5} = МПа

[]_{H 6} = Мпа

[]_{H 56} =0.45( []_{H 5}+ []_{H 6}) = 0.45(441,818 + 497.45) = 422,6706<597.78,

примем []_{H 56} =441,818 МПа

2.4.2 Рассчитываем допускаемые изгибные напряжения:

,

где _{F lim B} - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений:

⁰_{F lim B} = 1.8 Н_НВ

⁰_{F lim B5} = 1.8  269 = 484.2 МПа

⁰_{F lim B6} = 1.8  235 = 423 МПа

K_FL - коэффициент долговечности:

K_FL = ,

где N_FO – базовое число циклов перемены напряжений;

N_FЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений.

N_FE = 60  n  c  t_  ,

N_{FE 5} = 60  180,72  2  26280 (1⁶ 0,6 + 0.5³  0,4) = 370447084,8

N_{FE 6} = 60  40  1  26280 (1⁶ 0,6 + 0.5³ 0,4) = 40996,800

N_FO = 4 10⁶

N_FO5/N_FE5=4 10⁶/370447084,8=0,01<1,

значит примем K_{FL 5}=1

N_FO6/N_FE6=4 10⁶/40996,800=0.23<1,

значит примем K_{FL 6}=1

Таким образом:

МПа

МПа