Расчет допускаемых контактных напряжений тиходной передачи

Допускаемое контактное напряжение определяется как

,

где [s_H]_1Т - допускаемое контактное напряжение на шестерне;

[s_H]_2Т­ - допускаемое контактное напряжение на колесе.

,

,

,

,

Учитывая, что 42HRC≈420HB - базовое число циклов нагружения [7, рис 8,40].

,

где n - частота вращения промежуточного вала, n_2Б =178.57 мин^-1.

с - число зацеплений зуба шестерни за один оборот, с = 1.

– коэффициент эквивалентности, зависящий от режима нагрузки. Для II режима нагрузки m_F = 0,25 [2, табл.8.9].

,

.

Коэффициент безопасности для закалки равен S_H = 1,2.

.

Проводим аналогичные расчеты для колеса тихоходной передачи.

,

,

,

,

Учитывая, что 42HRC≈420HB - базовое число циклов нагружения [7, рис 8,40].

,

где n - частота вращения тихоходного вала.

,

где n - частота вращения промежуточного вала, n_2Т =33.57 мин^-1.

с - число зацеплений зуба шестерни за один оборот, с = 1.

– коэффициент эквивалентности, зависящий от режима нагрузки. Для II режима нагрузки m_F = 0,25 [2, табл.8.9].

.

Коэффициент безопасности для закалки равен S_H = 1,2.

,

.

Допускаемые изгибные напряжения определяются по формуле:

,

где s_Flim - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба для объемной закалки s_Flim = 550,

s _Flim1Т = 550 МПа;

s _Flim2Т =550 МПа.

S_F - коэффициент безопасности, S_F = 1,75;

Y_A - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, для односторонней нагрузки Y_A = 1;

Y_N - коэффициент долговечности.

,

где N_FG - предел изгибной выносливости, для сталей N_FG = 4·10⁶;

N_FE - эквивалентное число циклов нагружения.

,

где m _F - коэффициент эквивалентности, зависящий от режима нагрузки. Для II режима нагрузки и улучшения m_F = 0,143 [2, табл. 8.9].

,

,

,

,

,

.

Проверочный расчеты передач

Расчет рабочих напряжений быстроходной передачи.

Величины рабочих контактных напряжений одинаковы для шестерни и колеса, поэтому расчет выполняют только для шестерни. Контактное напряжение в зацеплении определяется по формуле:

где E_пр - приведенный модуль упругости. Для стальных колес и шестерен Е_пр = 2,1×10⁵ МПа;

Т₁ - момент на шестерне передачи, Т_1Б = 10,19 Н×м;

u - передаточное число передачи, u_Б =5,32;

K_H - коэффициент нагрузки.

Коэффициент нагрузки K_H представляется в виде

K_H = K_Hb × K_HV,

где K_{H b} - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Назначается в зависимости от схемы нагружения, от параметра

y _bd = b_w / d_w1 и от сочетания твердости зубьев шестерни и колеса; для нашего случая y _bd = 0,916 и K_{H b} = 1,07 [2, рис. 8.15]

K_HV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, зависящий от вида передачи, степени точности и окружной скорости V; для V = 1.89 м/с K_HV = 1,09 [2, табл. 8.3]

K_H = 1,09 × 1,07 = 1,17

.

Условие прочности по контактным напряжениям не выполняется, так как

МПа МПа.

Необходимо скорректировать ширину зубчатого венца

мм по ГОСТ-6636-69 принимаем мм

,

K_H = 1,05 × 1,09 =1,14

Вычислим расчетное контактное напряжение с учетом коэффициентов

Изгибные напряжения в основании зубьев прямозубых колес определяются

по формулам:

- для шестерни:

,

где K_Fb = 1,15 [2, рис. 8.15]

K_FV = 1,19

K_F = K_Fb* K_FV = 1,37 [2, стр. 133];

=4,17.

- для колеса:

,

где =3,75.