Материал: ПЛК-3,12.00.00.000 ПЗ (Записка)

для колес:

МПа

Тогда, предел контактной выносливости для колес:

МПа

Коэффициент безопасности выбирается по таблице 8.8, [3] в зависимости от термообработки.

При улучшении для колес выбираем  = 1,1.

При азотировании для шестерен выбираем  = 1,2.

Коэффициент долговечности рассчитывается по формуле:

, (2.4)

где  ‑ циклическая долговечность;

 ‑ эквивалентное число циклов.

Циклическая долговечность рассчитывается [2] по формуле:

.

Тогда,

для колес:

для шестерен находим среднюю твердость поверхности по шкале Роквелла по формуле

(2.5)

Переводим твердость поверхности из шкалы Роквелла в шкалу Бринелля по графику рис. 8.40, [3]

54,5 HRC = 540 HB

Тогда

Эквивалентное число циклов рассчитывается по формуле [2]:

, (2.6)

где  ‑ коэффициент режима работы (по таблице 8.9, [3] для легкого режима работы  = 0,125);

 ‑ число зацеплений зуба за один поворот колеса (в нашем случае  = 1);

 ‑ частота вращения, мин^-1;

 ‑ расчётный срок службы, ч.

Расчётный срок , ч службы рассчитаем по формуле:

, (2.7)

где  ‑ количество лет службы привода ( = 5 по условию);

 ‑ количество недель в году ( = 52);

 ‑ количество рабочих дней в неделю ( = 5);

 ‑ количество часов в смену (принимаем  = 8)

 ч.

Тогда,

‑ для шестерни быстроходной ступени:

‑ для шестерни тихоходной ступени и колеса быстроходной ступени:

‑ для колеса тихоходной ступени:

Коэффициент долговечности

‑ для шестерни быстроходной ступени

‑ для колеса быстроходной ступени

‑ для шестерни тихоходной ступени

‑ для колеса тихоходной ступени

По рекомендациям [3] при <1 принимают  = 1. Поэтому принимаем  = 1.

Допускаемые контактные напряжения для быстроходной ступени:

‑ для колеса: МПа.

‑ для шестерни: МПа.

Так как быстроходная передача коническая косозубая величину допускаемых контактных напряжений определяют по формуле:

(2.8)

 МПа

Окончательно принимаем допускаемые контактные напряжения для быстроходной передачи  МПа

Допускаемые контактные напряжения для быстроходной ступени:

‑ для колеса: МПа.

‑ для шестерни: МПа.

Так как быстроходная передача цилиндрическая косозубая величину допускаемых контактных напряжений определяют по формуле:

(2.9)

 МПа

Окончательно принимаем допускаемые контактные напряжения для тихоходной передачи  МПа

Определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле:

, (2.10)

где  ‑ предел выносливости по напряжениям изгиба, МПа;

 ‑ коэффициент безопасности;

 ‑ коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;

 ‑ коэффициент долговечности.

Предел выносливости по напряжениям изгиба рассчитывается по формулам из таблицы 8.8, [3]:

Для колес при улучшении:

. (2.11)

 МПа

Для шестерен при азотировании:

(2.12)

Определяем среднюю твердость сердцевины зуба

(2.13)

Тогда

 МПа

Коэффициент безопасности выбирается по таблице 8.8, [3] в зависимости от термообработки.

При улучшении для колеса выбираем  = 1,75.

При азотировании для шестерни выбираем  = 1,75.

Коэффициент долговечности рассчитывается по формуле:

, (2.14)

где  циклическая долговечность ( = 4·10⁶ для всех сталей [3]).

 ‑ эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба рассчитывается по формуле:

, (2.15)

где  ‑ коэффициент режима работы (по таблице 8.9, [3] для легкого режима работы  = 0,038);

2.2 Проектный расчёт быстроходной передачи

Проектный расчёт конической косозубой передачи ведем относительно внешнего делительного диаметра колеса по формуле:

, (2.16)

где  – приведенный модуль упругости материала шестерни (для сталей  = 2,1·10¹¹ Па);

 - крутящий момент на валу колеса, Н∙м;

 – коэффициент ширины зубчатого венца относительно внешнего конусного расстояния;

 – опытный коэффициент, характеризующий понижение прочности зубьев конической передачи по сравнению с цилиндрической;

 ‑ передаточное отношение передачи;

 ‑ коэффициент концентрации нагрузки.

Коэффициент определяем по рекомендациям [3]:

При и

(2.17)

Коэффициент ширины зубчатого венца относительно внешнего конусного расстояния принимаем согласно рекомендациям [3].

Коэффициент выбирается по графикам (рисунок 8.15, [3]) в зависимости от твердости поверхности зубьев колеса и шестерни, вида расположения опор и отношения .

В нашем случае при этом 1,08.