Допускаемое напряжение тихоходной цилиндрической зубчатой передачи

2.1 Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев.

Допускаемые контактные напряжения , МПа, вычисляются отдельно для шестерни и колеса каждой из рассчитываемых передач:

Z _Nj – коэффициент долговечности для шестерни и колеса, определяется по формуле:

Где N _{H lim bj} - базовое число циклов контактных напряжений шестерни и колеса. Определяется согласно источнику [1, стр25, рис. 6]:

N _{H lim b1}= N _{H lim b2}=90*10⁶

N _HEj- эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях шестерни и колеса

N _HE1=μ_н*N_∑1,

N _HE2=μ_н*N_∑2.

где μ_н- коэффициент, характеризующий интенсивность типового режима нагружения при расчёте на контактную прочность, Согласно источнику [1, стр26, табл. 8]:

μ_н= 0,125

N_∑1,N_∑2 – число циклов нагружения зубьев шестерни или колеса за весь срок службы передачи.

где n₂– частота вращения 3 вала, взята из табл.1:

n= 105, мин^-1

– время работы передачи за весь срок службы привода

= 11.000 часов.

с- число циклов нагружения зуба за один оборот зубчатого колеса

с=1.

n₁– частота вращения 2 вала, вычисляется по формуле

n₁=n₂*i₂,

где i₂- передаточное отношение.

n₁ = 105*2,950 =309,75 мин ^-1.

Тогда

N_∑1= 60*309,75*11.000=2*10⁸

N_∑2=60*105*11.000=6,9*10⁶

Эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях шестерни и колеса:

N _HE1=0,125*2*10⁸=0,25*10⁸

N _HE2=0,125*6,9*10⁸

Так как N _HEj≤ N _{H lim bj} принимаем q _н= 6

0,25*10⁸≤90*10⁶

0,86*10⁶≤90*10⁶

= =1,2

Согласно источнику [1, стр26,п.2]: для материалов неоднородной структуры при поверхностном упрочнении зубьев

0,75≤ Z _Nj≥1.8

Принимаем Z _N1=1.2

= =2.1

Принимаем Z _N1=1,8

Найдем допускаемые контактные напряжения:

2.2 Допускаемые предельные контактные напряжения.

Согласно источнику [1, стр27,табл.9]:

σ_{HP max}=44* H _HRC

σ_{HP max}=44*55=2420МПа.

2.3 Допускаемые напряжения при расчёте зуба на выносливость по изгибу.

σ _{F lim b j}- предел выносливости шестерни или колеса при изгибе

σ _{F lim b 1}=680МПа

σ _{F lim b 2}= 680МПа

S _{F min 1,2}- минимальный коэффициент запаса прочности

Согласно источнику [1, стр28]:

S _{F min 1,2}=1,7

Y _Nj- коэффициент долговечности, вычисляется по формуле

Y _Nj

где N _{F lim}- базовое число циклов напряжений изгиба согласно источнику [1, стр28]:

N _{F lim}=4*10⁶

Для зубчатых колес с твердостью поверхности зубьев Н≤350НВ q _F=6

N _FEj - эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьях шестерни или колеса.

N _FEj=μ_F*N_∑j j=1,2

Согласно источнику [1, стр28, табл. 10]:

μ_F=0,038

Тогда

N _FE1=2*10⁸*0,038=0,76*10⁶

N _FE2=6,9*10⁶*0,038=0,26*10⁶

Вычислим коэффициент долговечности:

Y _N1= 1,3

Y _N2= 1,5

Y_A- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубьях

Согласно источнику [1, стр29, табл. 11] принимаем:

Y_A=1

Допускаемые напряжения :

МПа

МПа

2.4 Допускаемые напряжения изгиба при действии кратковременной максимальной нагрузки.

где σ _FSt – предельное напряжение изгиба при максимальной нагрузке МПа, принимаем согласно источнику [1, стр30, табл. 12]:

σ _FSt= 2000МПа

S _{FSt min}- минимальный коэффициент запаса прочности пери расчете максимальной нагрузки, вычисляется по зависимости:

S _{FSt min}= Y_Z*S_Y

Где Y_Z -коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, выбираемый согласно источнику [1, стр31, табл. 13]:

Y_Z=1

S_Y- коэффициент, зависящий от вероятности неразрушения зубчатого колеса, выбирается согласно источнику [1, стр31]:

S_Y=1,75

S _{FSt min}=1*1,75=1,75

Y_х -коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, выбирается согласно источнику [1, стр31, рис. 8]:

Y_х=1,025

=1171 МПа