Еквівалентний час роботи передач на згин:

tекв = t* і = 1к (Ті / Т)6 * Ni= 41907,84 * (0,027 + 0,25 + 0,034 + 0,005) = 13236 год.

4. Розрахунок циліндричної косозубої передачі першого ступеня.

Дано: N2 = 5.194 кВт; передаточне число передачі u = 4; передача нереверсивна; термін служби 41907,84 год.

4.1 Вибір матеріалу і термічної обробки за таблицею(1 №6)

Таблиця 4.1 |

Механічні | властивості | після обробки

Марка сталі | ГОСТ | Термообробка | Роозмір перерізу | Тверд.НВ | b, МПа | t, МПа

Шестерня | 40Х | 4543-71 | Покращ. | 60 … 100 | 230-260 | 750 | 520

Колесо | Сталь45 | 1050-74 | Покращ. | 100 | 192-240 | 750 | 450

4.2 Визначаємо допустимі контактні напруження

[]H = H limb * KHL *ZR ZV /SH , Мпа

де H limb – границя контактної витривалості поверхні зубців;

SH - коефіцієнт безпеки при розрахунку на контактну

витривалість;

KHL – коефіцієнт довговічності;

ZR – коефіцієнт, який враховує шероховатість спряжених

поверхонь зубців;

ZV – коефіцієнт, який враховує колову швидкість;

SH – якщо матеріал однорідний, то Sn = 1.1

KHL = MнNцно / Nцне = 617,07*106 /1510,6*106 = 0,47

де Мн – показник ступеня до контактної виносливості. Мn для

сталей = 6;

Nцно – базове число зміни циклів напруг,

Nцно = 30 (НВ)2.4 = 30*2502.4 = 17,07*106 циклів;

Nцне – еквівалентне число циклів,

Nцне = 60* tекв*n*KHE = 60*17423.005*1445*1 = 510.6*106 циклів;

KHE – коефіцієнт приведення перемінного режиму напруження до

еквівалентного постійного KHE =1, за таблицею ( 4.№ 6 ) ;

ZR =1 за таблицею ( 5 № 6 );

ZV = 1 при 5 м/с;

Якщо Nцне >Nцно то KHL =1.

4.3 Визначення розрахункових контактних напружень []HР

Для шестерні вибираємо НВ = 250, HRC = 25;

Для колеса приймаємо НВ = 240, HRC = 24;

Тоді H limb1 = 20 HRC+ 70 = 20*25+70 = 570, мПа;

H limb2 = 20HRC+70 = 20*24+70 = 550 мПа;

[]H1 = 570/1,1 = 518.18 мПа;

[]H2 = 550/1,1 = 500 мПа;

[]HР = 0,45([]H1 +[]H2 ) = 0,45(518.18+500) = 458.18 мПа.

так як []HР < []H2 , то за розрахункове приймаємо []HР= =500МПа.

Визначення максимально допустимих контактних напружень

[]Hmax . []Hmax =2.8T

[]Hmax1 =2.8*520 = 1456, мПа;

[]Hmax2 =2.8*450 = 1260, мПа;

4.4 Визначення допустимих напружень на згин:

[]F = F limb*YR * YS *KFL *КFC /SF , мПа;

де F limb – границя витривалості зубів по напруженню згину;

SF – коефіцієнт безпеки при розрахунках на згин;

YR – коефіцієнт, який враховує шероховатість перехресної

поверхні;

YS – коефіцієнт, який враховує чутливість матеріалів і кон- .

центрацію напруги ;

KFL – коефіцієнт довговічності;

КFC– коефіцієнт, який враховує вплив двостороннього

прикладення навантаження;

F limb = 18 HRC,

F limb1 = 18*25 = 450, мПа;

F limb2 = 18*24 = 432, мПа;

SF = 1.75 при ймовірності неруйнування зубів до 99%;

YR = 1 – при фрезерувальних або шліфувальних поверхнях;

YS = 1 – при проектному розрахунку;

KFL = MFNFо / NFе .

MF – показник степеня. MF =6 при HRC 35.

NFо - базове число циклів зміни напруг при згині. NFо = 4*106

NFе - еквівалентне ( сумарне) число циклів зміни напруг,

NFе = 60Ln*n*nз * КFе ;

Ln = tекв = t k I = 1(Ti/T)3 Ni = 17423.05 год.;

n1 = 1445*хв-1 ; n2 =1445/4 = 361.25 хв-1 ;

m31 = n32 = 1 – число зачеплень. КFе = 1;

NFе1 = 60*17423,05*1445*1,1 = 25,18*106 циклів ;

NFе2 = 60*17423,05*361,25*1,1 = 6,29*106 циклів;

В усіх випадках, коли NFе > NFо то KFL =1.

KFС = 1 – на витривалість при згині.

[]F1 = 450/1,75 * 1*1*1*1 = 257,14 МПа;

[]F2 = 432/1,75* 1*1*1*1 = 246,86 МПа;

Визначення максимально-допустимих напружень згину []max

[]max = 27.4 HRC – для зубців, які підвержені нормалізації або поліпшенню:

[]max1 = 27.4*25 = 685 МПа;

[]max2 = 27.4*24 = 657 МПа;

Всі розрахунки зводимо до таблиці 4.2:

Таблиця 4.2 |

[]H, МПа | []Hp, МПа | []Hmax, МПа | []F, МПа | []Fmax, МПа

Шестерня | 518,18 | 458,18 | 1456 | 257,14 | 685

Колесо | 500 | 458,18 | 1260 | 246,86 | 657.6

4.5 ПРОЕКТНИЙ РОЗРАХУНОК ЗУБЧАТОЇ ПЕРЕДАЧІ.

Мінімальна міжосьова відстань передачі (23.32; N2):

awmin = Ка(u + 1) 3(T2 - Кн)/ba *u []2Hp,

де Ка - допоміжний коефіцієнт = 430 МПа1/3 ;

ba = 0.40 – коефіцієнт ширини вінця;

bd = 0.5ba (u + 1) = 0.5*0.4(4+ 1) = 1.

За графіком на мал. 23.8 [1] залежно від bd визначаємо коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчатих вінців. Кн = 1.17

aw = 430(4+1) 3(34,327*1,17)/0,4*4*5002 = 99,93 мм.

По ГОСТу 21185- 60 [4] aw = 100 мм, кут нахилу лінії зубців попередньо беремо b = 15о . Число зубців шестерні z1 = 19; z2 = z1 u = 19*4 = 76.

За формулою (23.33; №2) визначаємо :

Mn = 2 aw cos/ (z1 + z2) = 2*100*cos15/(19+76) = 2.03 Мпа;

Стандартний модуль зубців Mn = 2(ст. 260 [1]), тоді фактичний кут нахилу лінії зубців: cos = Mn(z1 + z2)/ 2 aw = 2(19+76)/2*100 = 0,95, тоді = 18о 10І 20ІІ

4.6 Попередні значення деяких параметрів передачі.

Визначаємо ділильні діаметри шестерні і колеса:

d1 = 2