Файл: gotovaya_zapiska_detali.docx

-количество часов в смену.

=7·52·6·2·8=34 944 часов;

оэффициент режима работы.

=0,25 (средний режим работы);

Эквивалентное число циклов напряжений

, (2.3)

где с – число зацеплений за оборот,

n – частота вращения, мин^-1,

Для шестерни

=0,25·60·1·263,996·34944=13,8· циклов.

Для колеса:

=0,25·60·1·111,863·34944=5,9· циклов.

Коэффициенты долговечности

=; (2.4)

Для шестерни

==0,717.

Для колеса

==0,787.

Принимаем =1,т.к. и для шестерни ,и для колеса 1;

Коэффициенты безопасности.

Для шестерни =1,1.

Для колеса =1,1.

Допустимые контактные напряжения

_i=; (2.5)

Для шестерни

₁=·1=536,36 МПа.

Для колеса

₂=·1=481,81 МПа.

---

Допускаемые контактные наряжения

(2.6)

=1,25·481,81.

.

Принимаем допустимое контактное напряжение равное 509,085 МПа.

Допустимые напряжения изгиба.

Предел изгибаемой выносливости.

Для шестерни

=1,8·HB=1,8·260=468 МПа.

Для колеса

=1,8·HB=1,8·230=414 МПа.

Циклическая долговечность

=4·10⁶; (2.7)

Для шестерни

=4·10⁶=4000000.

Для колеса

=4·10⁶=4000000.

Коэффициент режима работы

=0,143.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений

=·60·c··; (2.8)

где - коэффициент режима работы (=0,143);

с- число зацеплений зуба за один поворот колеса (в нашем случае

с = 1);

n - частота вращения, мин-1;

tΣ- расчётный срок службы, ч.

Для шестерни

=0,143·60·1·263,996·34944=7,92·10⁷ циклов.

Для колеса

=0,143·60·1·111,863·34944=3,35·10⁷ циклов.

Коэффициент долговечности

, (2.9)

Для шестерни

---

Для колеса

.

Коэффициент двустороннего приложения нагрузки принимаем

Y_А=1, т.к. односторонняя нагрузка.

Коэффициент безопасности.

Для шестерни

=1,75.

Для колеса:

=1,75.

Допускаемые напряжения изгиба

(2.10)

Для шестерни

.

Для колеса

.

2.2. Расчёт цилиндрической косозубой быстроходной передачи

Выбор материалов, термообработки и определение допускаемых напряжений для зубчатых колёс.

Для нарезания колеса выбираем материал сталь 40Х с последующей термообработкой (улучшение), для которой твердость 230…260HB, предел прочности σ_В=850 МПа, предел текучести σ_Т=550 МПа.

Для нарезания шестерни выбираем материал сталь 40ХН с последующей термообработкой (улучшение), для которой твердость 230…260HB, предел прочности σ_В=850 МПа, предел текучести σ_Т=550 МПа.

Определим допускаемые напряжения. Допускаемые контактные напряжения:

Предел контактной выносливости.

Для шестерни

_{σHlim1=2·HB+70=2·260+70=590 МПа,}

где HB – твердость поверхности.

Для колеса

_{σHlim2=2·HB+70=2·230+70=560 МПа;}

Циклическая долговечность, расчитываем по формуле 2.1

=30· ,

где N_HG – базовое число циклов.

Для шестерни

циклов.

Для колеса

циклов.

Расчетный срок службы, рассчитываем по формуле 2.2

,

где -количество лет службы привода,

---

-количество недель в году,

-количество рабочих дней в неделю,

-количество рабочих смен в день,

-количество часов в смену.

=7·52·6·2·8=34 944 часов.

Коэффициент режима работы =0,25 (средний режим работы).

Эквивалентное число циклов напряжений, рассчитываем по формуле 2.3.

Для шестерни

=0,25·60·1·770,867·34944=40,4· циклов.

Для колеса

=0,25·60·1·263,996·34944=13,8· циклов.

Коэффициенты долговечности, рассчитываем по формуле 2.4

Для шестерни

==0,599.

==0,682.

Принимаем =1,т.к. и для шестерни ,и для колеса 1.

Коэффициенты безопасности.

Для шестерни

=1,1.

Для колеса

=1,1.

Допустимые контактные напряжения, рассчитываем по формуле 2.5.

Для шестерни

₁=·1=536,36 МПа.

Для колеса

₂=·1=481,81 МПа.

Допускаемые контактные напряжения, рассчитываем по формуле 2.6

---

=1,25·481,81;

.

Принимаем допустимое контактное напряжение равное 509,085 МПа.

Допустимые напряжения изгиба.

Предел изгибаемой выносливости.

Для шестерни

=1,8·HB=1,8·260=468 МПа.

Для колеса

=1,8·HB=1,8·230=414 МПа.

Циклическая долговечность, рассчитываем по формуле 2.7

=4·10⁶.

Для шестерни

=4·10⁶=4000000.

Для колеса

=4·10⁶=4000000.

Коэффициент режима работы

=0,143.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений, рассчитываем по формуле 2.8

=0,143·60·1·770,867·34944=23,1·10⁷ циклов.

Для колеса

=0,143·60·1·263,996·34944=7,92·10⁷ циклов.

Коэффициент долговечности для шестерни и колеса, рассчитываем по формуле 2.9

,

.

Коэффициент двустороннего приложения нагрузки принимаем Y_А=1, т.к. односторонняя нагрузка.

Коэффициент безопасности.

Для шестерни

=1,75.

Для колеса

=1,75.

Допускаемые напряжения изгиба, рассчитываем по формуле 2.10.

Для шестерни

.

Для колеса

.

2.3 Проектный расчет зубчатых предач

2.3.1Проектный расчет цилиндрической косозубой тихоходной передачи

Коэффициент ширины относительно межосевого расстояния

---