Глава 5 Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи
В проектируемых приводах открытая передача зацепления является второй ступенью. Расчет передачи зацепления производится в два этапа: первый расчет – проектный с целью определения геометрических параметров передачи, второй – проверочный расчет зубьев открытой зубчатой передачи на выносливость по контактным и изгибным напряжениям.
Исходными данными для расчета открытой цилиндрической передачи являются: угловая скорость ω и вращающий момент Т2 на приводном валу рабочей машины, передаточное число открытой передачи и и срок службы привода.
Рисунок 5.1 Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи
5.1 Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений
5.1 Выбираем материал зубчатой передачи.
а) По табл. 3.1 [7, стр. 52] определяем марку стали для шестерни – 45, твердость 350 НВ1; для колеса – 45Л, твердость 350 НВ2. Разность средних твердостей НВ1ср – НВ2ср = 20…50.
б) По табл. 3.2 [7, стр. 53] определяем механические характеристики стали 45: для шестерни твердость 235…262 НВ1, термообработка – улучшение, Dпред = 125 мм; для колеса твердость 207…235 НВ2, термообработка – улучшение, Sпред = 200 мм.
в) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:
для шестерни: НВ1ср = (235 + 262)/2 = 248,5; (5.1)
для колеса: НВ2ср = (207 + 235)/2 = 221. (5.2)
5.2 Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса .
а) Рассчитываем коэффициент долговечности КНL.
Наработка за весь срок службы:
для колеса: , циклов; (5.3)
где - угловая скорость, 1/с (см. табл. 2.3);
Lh – ресурс привода, ч (см табл. 1.1).
Подставив данные, находим:
циклов;
для шестерни: , циклов; (5.4)
где - угловая скорость, 1/с (см. табл. 2.3);
Lh – ресурс привода, ч (см табл. 1.1).
Подставив данные, находим:
циклов.
Число циклов перемены напряжений NНО, соответствующее пределу
выносливости, находим по табл. 3.3 [7, стр. 55] интерполированием:
NНО1 = 16,3∙106 циклов; NНО2 = 13,1∙106 циклов.
Так как N1 >NНО1 (683,7∙106>16,3∙106) и N2 >NНО2 (136,7∙106>13,1∙106), то коэффициенты долговечности КНL1 = 1, КНL2 = 1.
б) По табл. 3.1 [7, стр. 52] определяем допускаемое контактное напряжение , соответствующее числу циклов перемены напряжений NНО:
для шестерни:
Н/мм2; (5.5)
для колеса:
Н/мм2. (5.6)
в) Определяем допускаемое контактное напряжение:
для шестерни:
Н/мм2; (5.7)
для колеса:
Н/мм2. (5.8)
Так как НВ1ср – НВ2ср = 248,5 – 221 = 27,5 (НВ1ср – НВ2ср = 20…50), то прямозубая передача рассчитывается по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса , то есть
по
Н/мм2.
5.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса .
а) Рассчитываем коэффициент долговечности КFL.
Наработка за весь срок службы: для шестерни N1=683,7∙106 циклов, для колеса N2=136,7∙106 циклов.
Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, NF0= 4∙106 для обоих колес.
Так как N1 > NF0 (683,7∙106>4∙106) и N2 > NF0 (136,7∙106>4∙106), то коэффициенты долговечности КFL1 = 1, КFL2 = 1.
б) По табл. 3.1 [7, стр. 52] определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу перемены напряжений NF0:
для шестерни:
Н/мм2; (5.9)
для колеса:
Н/мм2. (5.10)
в) Определяем допускаемые напряжения изгиба:
для шестерни:
Н/мм2; (5.11)
для колеса:
Н/мм2. (5.12)
Так как передача реверсивная, то уменьшаем на 25%:
Н/мм2;
Н/мм2.
5.4 Составляем табличный ответ.
Таблица 5.1 Механические характеристики материалов зубчатой передачи.
Элемент передачи |
Марка стали |
Dпред |
Термообработка |
НВ1ср |
|
|
Sпред |
НВ2ср |
Н/мм2 |
||||
Шестерня |
45 |
125 |
Улучшение |
248,5 |
514,3 |
192 |
Колесо |
45Л |
200 |
Улучшение |
221 |
464,8 |
170,7 |