Расчёт цилиндрической косозубой (шевронной) передачи.

Исходные данные:

передаточное число u=6,3

частота вращения шестерни n₁=471,5 мин^-1

частота вращения колеса n₂=74,8 мин^-1

вращающий момент на шестерне Т₁≈107,63 Н•м

Срок службы передачи при двухсменной работе 5 лет.

Передача нереверсивная, нагрузка постоянная, производство многосерийное.

4.1 Выбор материалов и термической обработки колес.

При мелкосерийном производстве для изготовления колёс выбираем легированную сталь.

Для шестерни сталь 40Х, термообработка-улучшение, твёрдость 269-302 НВ, средняя твёрдость НВ₁=285;

Для колеса сталь 40Х, термообработка-улучшение, твердость 235-262 НВ, средняя твёрдость НВ₂=250.

4.2Определение допускаемых контактных напряжений.

[σ_H] = σ_Hlim Z_N/S_H, МПа, где σ_Hlim-предел контактной выносливости при базовом числе циклов напряжений N_H0, S_H-коэффициент запаса прочности (S_H=1,1), Z_N-коэффициент долговечности.

Для шестерни σ_Hlim1=2НВ₁+70=2•285+70=640 МПа;

Для колеса σ_Hlim2=2НВ₂+70=2•250+70=570 МПА

Базовое число циклов напряжений:

Для шестерни N_H1=30(HB₁)^2,4=30•285^2,4≈2,3•10⁷

Для колеса N_H2=30(HB₂)^2,4=30•250^2,4≈1,7•10⁷

Расчетное число циклов напряжений за весь срок службы передачи при постоянном режиме нагружения:

N_K=60 n c L_h

Где n-частота вращения шестерни, колеса, мин-1

с-число зацеплений зуба за один оборот колеса. Для нереверсивной передачи с=1.

L_h-срок службы передачи

L_h=2920 L K_г К_с

Где L-число лет работы, L=5 лет;

K_г-коэффициент годового использования передачи, K_г=0,85;

К_с-число смен работы передачи в сутки, К_с=3.

L_h=2920•5•0,85•3=37230 ч

Расчетное число циклов напряжений:

Для шестерни N_K1=60n₁c L_h=60•471,5•1•37230=105,3•10⁷;

Для колеса N_K2=60n₂c L_h=60•74,8•1•37230=16,7•10⁷;

Для длительно работающих передач при N_K> N_H0 коэффициент долговечности равен:

Для шестерни = =0,82;

Для колеса = =0,89;

Допускаемые контактные напряжения:

Для шестерни [σ_H]₁=640•0,82/1,1=477,1 МПа;

Для колеса [σ_H]₂=570•0,89/1,1=461,2 МПа.

Расчётное допускаемое контактное напряжение:

[σ_H]=0,45([σ_H]₁+[σ_H]₂) ≥ [σ_H]₂.

[σ_H]=0,45(477,1+461,2)=422,2 МПа < [σ_H]₂

Принимаем [σ_H]= [σ_H]₂₌461,2 МПа.

3.Определение допускаемых напряжений изгиба

[σ_F]= σ_Flim Y_R Y_Z Y_A Y_N/S_F , МПа.

Где σ_Flim - предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов напряжений N_F0.

Для шестерни σ_Flim1=1,75•HB₁=1,75•285≈498,7 МПа

Для колеса σ_Flim2=1,75•HB₂=1,75•250≈437,5 МПа

S_F-коэффициент запаса прочности (S_F =1,7 таб.4)

Y_R - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями. При шлифовании и зубофрезеровании с параметром шероховатости R_Z ≤40 мкм (Y_R =1)

Y_Z - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса. (Y_Z=1)

Y_А - коэффициент, учитывающий влияние двухсторонней приложенной нагрузки. При одностороннем приложении нагрузки (передача нереверсивная, Y_А=1,0 ).

Y_N - коэффициент долговечности при расчёте зубьев на изгиб.

Y_N= ≥1

Где N_F0 – базовое число циклов напряжений при расчёте на изгиб (N_F0 =4•10⁶);

N_K – расчетное число циклов напряжений за весь срок службы передачи.

q – показатель степени кривой усталости (q=6 при твердости зубьев Н≤350 HB

Так как число циклов напряжений для шестерни N_K1=173,2•10⁷ и для колеса N_K2=53,6•10⁷ больше базового числа циклов N_F0=4•10⁶ , то принимаем Y_N =1.

Допускаемые напряжения изгиба:

[σ_F]₁=498,7 •1•1•1•1/1,7=293 МПа

[σ_F]₂=437,5 •1•1•1•1/1,7=257 МПа

4.Определение межосевого расстояния.

, мм. К_а=410 МПа – вспомогательный коэффициент.

U – передаточное число (U=4,8)

T₁ – вращающий момент на шестерне (Т₁=120 Н•м)

К_Н – коэффициент нагрузки. Для косозубых и шевронных передач К_Н=1,2

ᴪ_ba – коэффициент ширины колеса. При несимметричном расположении косозубых колес относительно опор выбираем ᴪ_ba=0,4.

мм.

Принимаем из ряда стандартных чисел = 180 мм.