Пример расчёта

4.1. Исходные данные:

- момент на ведомой детали        Т₂=11000Нм;

- нагрузка реверсивная;

- коэффициент динамичности     k_д1.3;

- передаточное число                       u=6.875;

- частота вращения колеса            n₂=25 об/мин;

- требуемый ресурс                            t=20000 час.;

-условия работы                              – отапливаемое помещение;

- режим работы                                – средний равновероятный по     

                                                                    ГОСТ21354- 87.

4.2. Вид зацепления – дозаполюсное.

4.3. Материалы зубчатых колёс:

    шестерня: сталь 40ХН, Т.О. - закалка ТВЧ,  HRC_э40…45;

    колесо: сталь 40ХН, Т.О. – улучшение, НВ320…340.

4.4. Допускаемые напряжения

4.4.1. Допускаемые напряжения для расчёта на контактную 

            выносливость

Для расчёта допускаемых напряжений шестерни приняты (см. п.2.2.1):

- твёрдость рабочей поверхности зуба - 40HRC_э;

- коэффициент безопасности - S_H=1.2;

- шероховатость рабочей поверхности зуба  R_a=2.5…1.25 мкм,

поэтому Z_R=0.95;

- предполагаем окружную скорость V<5м/с и поэтому Z_V =1.

, МПа;

        - коэффициент долговечности:

где  

- базовое число циклов                   

- фактическое число циклов нагружения зуба определяется по выражению

                                    ,

где   - коэффициент, определяется по заданному режиму работы по таблице 2;

n₁=n₂u=256.875=171.875 об/мин – частота вращения шестерни;

t=20000час - требуемый ресурс передачи;

= 0.25

МПа.

Для расчёта допускаемых напряжений колеса приняты:

- твёрдость рабочей поверхности зуба – 320НВ;

- коэффициент безопасности - S_H=1.1;

- шероховатость рабочей поверхности зуба  R_a=2.5…1.25 мкм, поэтому Z_R=0.95;

- предполагаем окружную скорость V<5м/с и поэтому Z_V =1.

, МПа;

- базовое число циклов                  

- фактическое число циклов нагружения зуба колеса при                                 

  ; n₂=25 об/мин – частота вращения колеса;

t=20000час ;

= 0.25

МПа.

         В качестве допускаемого контактного напряжения принимаем меньшее из двух полученных по зависимостям:

Для расчётов принимаем МПа.

4.4.2.Допускаемые напряжения для расчёта по максимальным контактным напряжениям

Поскольку материал колеса подвергается улучшению, то

МПа.

4.4.3.Допускаемые напряжения для расчёта на изгибную выносливость

Поскольку все формулы построены на параметрах шестерни, определяем допускаемые напряжения только для шестерни. Поэтому индекс 1 во всех выражениях опускается.

                              ;

               МПа,

где

МПа – предел изгибной выносливости (см. табл.1);

  - коэффициент безопасности (см. табл.1);

  - коэффициент, учитывающий реверсивность нагрузки (см.п.2.2.3);

                                   ;

- базовое число циклов;

m=9- так как термообработка – закалка;

             . Принимаем =1.

                                             МПа.

4.4.4.  Допускаемые напряжения для расчёта по максимальным изгибающим напряжениям

Так как твёрдость рабочей поверхности зуба шестерни НВ>350, то            

                   МПа.

4.5. Определение диаметра ведущей детали ( шестерни)

                     , мм;

где   =2, Н/мм²;

         =163210³Нмм;

         =1.02  (принимаем: степень точности передачи – 6, твёрдость рабочей поверхности зуба колеса меньше 350НВ, скорость V<2м/с, определяем по таблице 3);

           =0.15 (принимаем:  , определяем по таблице 3);

              =1 (принимаем , тогда =1);

             z₁ =20 (для ежедневной многочасовой работы), тогда z₂=206.875=137.5, принимаем z₂=137.

 Проверяем отклонение общего передаточного число u от заданного              

        < 5%.

               мм.

4.6. Модуль передачи

                          мм.

По ГОСТ14186-69  можно принять либо из первого ряда m=5мм, либо из второго ряда m=4.3 мм. Предположим, что нужно получить передачу с габаритами как можно меньше. Тогда принимаем модуль m=4.3.

4.7. Уточнение параметров зацепления (п.2.5)

              мм.

Принимаем a=350мм и уточняем угол наклона

При таких значениях

мм;

мм

4.8.Фактическое контактное напряжение (п.2.6)

=608.8МПА <МПА.

4.9.Проверка зуба на изгибную выносливость (п.2.7)

                                ,

где   - коэффициент динамической нагрузки при расчётах на изгибную выносливость определяется по таблице 6;

- коэффициент, зависящий от угла наклона зуба; определяется по графику рисунка 5 при угле наклона зубьев;

- коэффициент, зависящий от разности  , определяется по графику рисунка 5 при принятом угле наклона зубьев ;

– коэффициент прочности зубьев  дозаполюсного зацепления; определяется по таблице 5 в зависимости от приведенного числа зубьев

Таким образом

МПА.

4.10. Проверка прочности зубьев при действии перегрузок

4.10.1. Проверка зубьев на контактную прочность при действии мгновенных пиковых перегрузок                                             

 МПа

4.10.2. Проверка зубьев на изгибную прочность при действии мгновенных пиковых нагрузок                                              

        МПа

4.11. Нагрузка на валы

4.11.1. Окружное усилие   Н

4.11.2.Радиальное усилие   Н

4.11.3.Осевое усилие           Н

12.Параметры передачи

                а =350мм;  ;

                d₁=89.17мм;  z₁=20;    17+24.3 =97.77мм;

                d₂=616.8 мм;  z₂=137;  d_a2= d₂ +2m = 616.8+24.3 = 625.4мм;

                мм;

                мм.