Определяем допускаемые контактные напряжения

Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни.

[σ_H] = ∙K_HL;

где K_HL- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока

службы и режима нагрузки передачи;

S_H– коэффициент безопасности (таблица 8.9 [2] S_H= 1,2 для колёс и шестерён на валах VI и V);

σ_но – предел контактной выносливости;

Для колёс и шестерён предел контактной выносливости вычисляется по формулам:

σ_но=1050 МПа – для всех колес и шестерней.

K_HL= ;

где m – показатель, зависящий от вида колес;

N_H0 – базовое число циклов (по графику на рис. 40 ист. 2)

N_H0=49∙10⁶ – для колеса шпинделе;

N_H0=110∙10⁶ – для шестерни 48на 6 валу;

N_H0=49∙10⁶ – для колеса 55 на 5 валу;

N_H0=110∙10⁶ – для шестерни 55 на 4 валу.

N_HE – количество циклов перемены напряжений за весь срок службы работы передачи, определяется по формуле:

;

где с – число зацепления зуба за один оборот колеса, с=1;

n – число вращения колеса или шестерни из графика оборотов.

 - отношение соответствующего момента цикла к максимальному из моментов (при условии, что 60% всего времени станок работает на 25% нагрузки от номинальной; 30% всего времени станок работает при 50% от номинальной нагрузки и 10 % всего времени при10% от номинальной нагрузки);

- время работы передачи при нагрузке  (t= 48000 часов)

N_HE=60·1·2500·(1³·0.1+0.5⁵·0.3+0.25³·0.6)·48000=855·10⁶ – для колеса на шпинделе;

N_HE=547,2·10⁶ – для шестерне 48 на 6 валу;

N_HE=547,2·10⁶ – для колеса 55 на 6 валу;

N_HE=547,2·10⁶ – для шестерни 55 на 5 валу.

Определяем коэффициент долговечности:

(принимаем =2 т.к. 1≤ ≤2 для колеса 30 на шпинделе).

K_HL=0,66(принимаем =2 т.к. 1≤ ≤2 для шестерни 48 на 6 валу);

K_HL=0,66(принимаем =2 т.к. 1≤ ≤2 для колеса 55 на 6 валу);

K_HL=0,66(принимаем =2 т.к. 1≤ ≤2 для шестерни 55 на 5 валу).

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубчатых колес:

МПа – для колеса на шпинделе;

МПа – для шестерне 48 на 6 валу;

МПа – для колеса 55 на 6 валу;

МПа – для шестерни 55 на 5 валу;

Определение допускаемых изгибных напряжений

Находим допускаемые изгибные напряжения по формуле [ист. 3 стр.173]:

,

где  - предел выносливости зубьев по напряжению изгиба;

- коэффициент безопасности (из таблицы 8.9)

=1,75 для шестерни,  для колеса.

-коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки ( =0,85).

- коэффициент долговечности.

Для зубчатых колес предел выносливость зубьев по напряжению изгиба:

=660 МПа – для колеса на шпинделе (таблица 8.9);

=720 МПа – для шестерни 48 на 6 валу;

=660 МПа – для колеса 55 на 6 валу;

=720 МПа – для шестерни 55 на 5 валу;

 – эквивалентное число циклов при переменных режимах нагрузки.

K_FL= ,

K_FL=0.62 (принимаем K_FL=1.7 для колеса на шпинделе);

K_FL=0.65 (принимаем K_FL=1.7 для шестерни 48 на 6 валу);

K_FL=0.65 (принимаем K_FL=1.7 для колеса 55 на 6 валу);

K_FL=0.58 (принимаем K_FL=1.7 для шестерни 55 на 5 валу);

Определяем допускаемые напряжения изгиба зубчатых колес:

 МПа – для колеса на шпинделе;

 МПа – для шестерни 48 на 6 валу;

 МПа – для колеса 55 на 6 валу;

 МПа – для шестерни 55 на 5 валу;

Проектировочный расчет зубчатой передачи

Определение межосевого расстояния

Межосевое расстояние между валами:

α_7-6=156мм.

α_6-5=137,5мм.

α_5-4=137,5мм.

α_4-3=85,5мм.

α_3-2=101,25мм