3.1.1 Определение допускаемых напряжений.

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 или по рис. 2.1:

Где N _{H lim bj} - базовое число циклов контактных напряжений шестерни и колеса. Определяется согласно источнику [1, стр26, рис. 2.2]:

N _{H lim b1}= N _{H lim b2}=110*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, стр.27, табл. 2.2]:

μ_н= 0,5

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

где n₄– частота вращения 4 вала, взята из табл.1

n₃– частота вращения 3 вала, взята из табл.1

n₄= 9, мин^-1 , взята из табл.1

n₃= 66,78, мин^-1 , взята из табл.1

– время работы передачи за весь срок службы привода

= 11.500 часов.

с- число циклов нагружения зуба за один оборот зубчатого колеса

с=1.

n₁= 105*2,950 =309,75 мин ^-1.

Тогда

N_∑1= 60*66,78*11.500=46 млн. циклов

N_∑2=60*9*11.500=6.2 млн. циклов

Эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях шестерни и колеса:

N _HE1=0,5 * 46*10⁶ = 23 млн. циклов

N _HE2=0,5 * 6,2*10⁶ = 3.1 млн. циклов

N _HE1 / N _{H lim b1} =0,21

N _HE2/ N _{H lim b2} =0,027

По графику приведённом на рисунке 2.1 определяем значения Z _1, Z ₂ :

Принимаем Z ₁=1.2

Принимаем Z ₁=1,7

МПа

МПа

3.1.2 Определение фактических напряжений

Найдем допускаемые контактные напряжения:

Окружная скорость в зацеплении

где z – число зубьев шестерни

n_j-частота вращения вала шестерни, мин ^-1

n₁=9

Выбор степени точности передачи.

Согласно источнику [1, стр.41, табл. 3.2] выбираем точность 9 (пониженная);

Коэффициент перекрытия

ε_α- коэффициент торцевого перекрытия

ε_α= [1.88-3.2*(1/Z₁±1/Z₂)]cos β,

Так как зацепление внешнее – знак «+»

ε_α=[1,88-3,2(1/19+1/141)]*0,982=1,66

ε_β- коэффициент осевого перекрытия

-рабочая ширина зубчатых венцов

b₂= b_W=26

m_n=2,75

ε_γ- суммарный коэффициент перекрытия

ε_γ= ε_α+ ε_β

ε_γ=1,66+0,561=2,221

Коэффициент K_Hα, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления.

Согласно источнику [1, стр.42, рис. 3.3] принимаем

K_Hα=1,145

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

Где Т₁- вращающий момент на шестерне

W_HV – удельная окружная динамическая сила, Н/мм

W _HV =σ_н*g ₀*V*

Где σ_н- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и

модификации профиля зубьев, выбирается согласно источнику

[1, стр.43, табл. 3.3]:

σ_н=0,004МПа

g₀-коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса выбирается согласно источнику [1, стр43, табл. 3.3]:

g ₀=73

W _HV =0,004*73*0,15*

Удельная расчетная окружная сила Н/мм

Коэффициент Z _ε, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Для косозубых передач с коэффициентом осевого перекрытия ε_β‹1

Z _ε=

Z _ε=

Расчетное контактное напряжение , МПа

σ_н= Z _H* Z _E Z _ε*

где Z _H- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, определяется согласно источнику

[1, стр.44, рис. 3.4]:

Z _H=2,45

Z _E- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, для стальных колес

Z _E=190

σ _HP- допускаемое контактное напряжение

σ_н= 2,45*190*0,824 * МПа