3.1 Проектный расчёт на контактную прочность зубчатой передачи тихоходной ступени редуктора.

Результатом расчёта на контактную прочность передачи является межосевое расстояние, которое определяется по формуле [2, с.189] :

где - коэффициент межосевого расстояния, для косозубых передач =430;

передаточное число передачи 3-4 ;

Т₄-вращающий момент на колесе 4, Т₄= =650.69 Нм, так как колесо сидит жестко на валу ;

К_Нβ3-4-коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий в результате погрешностей в зацеплении и деформации зубьев колес передачи 3-4, К_Нβ3-4 определяют по графику 12.18 [2, с.186] ;

коэффициент ширины венца зубчатого колеса по межосевому расстоянию, определение, =0.25…0.315 ;

[σ_Н]- расчетное допустимое контактное напряжение материалов колес передачи, определение [σ_Н]_3-4.

3.1.1 Определение расчетного допускаемого контактного напряжения материала колес

Расчет на контактное напряжение произведем по рекомендации [2, с.189]

,

где - допускаемые контактные напряжения зубьев шестерни 3 и колеса 4 ;

- минимальное допускаемое напряжение.

Определим допускаемое контактное напряжение материала шестерни [2, с.185] :

,

где - предел контактной усталости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений ;

- коэффициент безопасности, для зубчатых колес с поверхностным упрочнением =1.1-1.2 ;

- коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев ;

- коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи, при приближенных расчетах можно принимать = 1 [2, с.187] ;

- коэффициент долговечности

Предел контактной усталости поверхностей зубьев определяем по таблице 12.4 [2, с.184] ;

.

Коэффициент определим по графику 12.20 [2, с.184] в зависимости от отношения , где - эквивалентное число циклов напряжений в зубьях, соответствующее рабочему числу циклов передачи с переменными нагрузками (см. техническое задание) :

,

где с-число зацеплений, в которых участвует рассматриваемая шестерня, согласно схеме редуктора с=1 [2, с.185], n₃=n_II=248.88 об/мин,

t-срок службы привода в часах, часа.

- момент на валу шестерни

циклов.

Базовое число циклов напряжений зубьев N_HO3 определяем по графику рис.12.21[2,с.184] в зависимости от твердости НВ рабочей поверхности зубьев, в данном случае =510 : N_HO3=90*10⁶ циклов. N_HE3/N_HO3=32.35/90=0.36 По рис. 12.20 [2,с.184] находим значение K_HL3=1.18.

Определяем контактное напряжение МПа.

Аналогично определяем ,

где ;

.

Из графика 12.21 [2, с.184], N_HO4=67*10⁶ циклов, так как ,

N_HE4/N_HO4=6.951/67=0.1, исходя из этого K_HL4=1.37.

.

Определим допускаемое контактное напряжение :

[σ_Н]_3-4=0,45(1049.2+1101.7)=967.9 МПа;

[σ_Н]_min=1.23*[σ_Н]₃ =1.23*1049.2=1290.5 МПа: 967.9<1290.5 .

Условие выполняется.

3.1.2 Определение коэффициента

По рекомендациям [2, с.189] для зубчатых колес из закаленной стали . Для данного случая, так как передача тихоходная .