Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Исходные данные

Тип зуба – прямой

Крутящий момент на шестерне Т₁ = 50,51 Н•м

Частота вращения шестерни n₁= 1440 об/мин

Передаточное число u= 5,6

Режим нагружения – средний

Коэффициент использования передачи:

в течение года – K_г = 0,5

в течение суток – K_с = 0,5

Cрок службы передачи в часах – L = 10950

Выбор материалов зубчатых колес

Материалы выбираем:

Шестерня

Материал Сталь 40ХН

Термическая обработка Улучшение

Твердость поверхности зуба 285 HB

Колесо

Материал Сталь 40ХН

Термическая обработка Улучшение

Твердость поверхности зуба 250 HB

Определение допускаемых напряжений Допускаемые контактные напряжения

_HPj =

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

_{Hlim j}  предел контактной выносливости,

_Hlim1 = 2HB+70=640 МПа

_Hlim2 = 2HB+70=570 МПа

S_Hj  коэффициент безопасности,

S_H1= 1,1 S_H2 = 1,1

- коэффициент долговечности;

=1,

здесь N_H0j – базовое число циклов при действии контактных напряжений,

N_H01= 23,4*10 ⁶ N_H02 = 17,1*10 ⁶

Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим по в зависимости от режима нагружения: _h = 0.180

Суммарное время работы передачи в часах

L_h = 10950 ч

Суммарное число циклов нагружения

= 60 n_j c t_hh

где с – число зацеплений колеса за один оборот, с = 1;

n_j – частота вращения j-го колеса, n₁= 1440 об/мин

Эквивалентное число циклов контактных напряжений

N_HE1=170,29*10 ⁶ N_HE2= N_HE1/u=30,41*10 ⁶

Коэффициенты долговечности

= 0,78 =0,93

Принимаем ==1

Коэффициент учитывает влияние шероховатости рабочих поверхностей зубьев.

Коэффициент учитывает влияние окружной скоростиV передачи

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

_HP1= 640/1,1*1*0,9*1,0=523,64 МПа _HP2= 466,36 МПа

Для прямозубых передач _HP=_HPmin

Допускаемые контактные напряжения передачи:

_HP= 466,36 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

_FPj=,

где _{F lim j}  предел выносливости зубьев при изгибе,

_{F lim 1} = 1,75НВ=498,75 МПа _{F lim 2} = 1,75НВ=437,5 МПа

S_Fj  коэффициент безопасности при изгибе, S_F1=1,7 , S_F2=1,7 ;

Y_Nj  коэффициент долговечности при изгибе:

Y_{N j}=1.

здесь q_j - показатели степени кривой усталости: q₁ = 6 , q₂ = 6 ;

N_F0 – базовое число циклов при изгибе; N_F0 = 4•10 ⁶.

N_FEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; N_{FE j}= _Fj *60*n1*c*Lh_.

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется в зависимости от режима нагружения и способа термообработки

_F1 = 0,065 , _F2 = 0,065 ,

N_FE1 =60*1440*1*10950*0,065=61,49*10 ⁶ ,

N_FE2 = 60*(1440/5,6)*1*10950*0,065=10,98*10⁶

Y_N1=Y_N2=

Принимаем Y_N1= Y_N2 =1.

Коэффициент Yr учитывает влияние шероховатости переходной пов-ти м/у зубьями: Yr1=Yr2=1

Коэффициент Ya учитывает влияние двухстороннего приложения нагрузки Ya1=Ya2=1

Допускаемые напряжения изгиба:

_FP1 = (498,75/1,7)*1*1*1 = 293,38 МПа

_FP2 = (437,5/1,7)*1*1*1 = 257,35 МПа