2.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач
В качестве материала
для изготовления всех зубчатых колес
принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543-71, для колес
- улучшение 230…260НВ
=850
МПа,
=550
МПа, для шестерен улучшение 260…280НВ
=950
МПа,
=700
МПа, зубьям шестерни – азотирование
поверхности 50…59 HRC при
твёрдости сердцевины 26…30 HRC,
,
.
Определяем допускаемые контактные напряжения
Допускаемые
контактные напряжения для шестерни и
колеса определяем по формуле [2]
,
МПа
,
(2.1)
где
-базовый
предел контактной выносливости зубьев,
определяемый для шестерни и колеса,
МПа,
-
коэффициент безопасности,
=
1,1,
-
коэффициент долговечности.
,
(2.2)
ш=2
270+70=610
МПа,
к=2 250+70=570 МПа,
KHL=
,
(2.3)
где
–базовое
число циклов нагружения [6],
-
циклическая долговечность (число циклов
до разрушения).
=30
НВ2.4
(2.4)
где НВ - средняя твердость.
=30 2602.4=1,87 107
=60
n
c
,
(2.5)
где n-частота
вращения вала зубчатого колеса, мин
,
с-число зубчатых колес, находящихся в зацеплении рассчитываемым,
-заданный ресурс [2], час.
=L 260 8 (2.6)
где L=4,5– срок службы, лет;
=4,5
260
8=9360
часов,
=60
13
9360=7,3
10
циклов.
В соответствии с
кривой усталости напряжения
не могут иметь значений меньших
,
поэтому при
>
принимают
=
.
В нашем случае
=7,3
10
циклов>
=1,87
10
циклов,
следовательно
=
,
и тогда KHL
=1.
Допускаемые
контактные напряжения
,
МПа, составят для колес [2]:
МПа.
для шестерни:
МПа.
Допускаемое контактное напряжение:
МПа.
Допускаемые напряжения изгиба
Допускаемые
напряжения изгиба
,
МПа колеса и шестерни определяем по
формуле [6]:
, (2.7)
где
- базовый предел выносливости зубьев
при изгибе,
=1
- коэффициент, учитывающий влияние
двустороннего приложения нагрузки;
=1-
коэффициент долговечности, учитывающий
влияние срока службы и режима нагружения,
-
коэффициент безопасности.
, (2.8)
для колес:
МПа,
для шестерен:
МПа,
=
,
(2.9)
=1 175=1,75
где – коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи, =1,75,
–коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, =1.
Допускаемые напряжения изгиба , МПа для колес:
МПа.
Допускаемые напряжения изгиба , МПа для шестерен:
МПа.
2.2 Проектный расчет передач
2.2.1 Проектный расчет червячной передачи
Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления шестерен и червяка сравнительно недорогую легированную сталь 40Х. По таблице 8.8 [2] назначаем термообработку: для шестерен – улучшение НВ 250…270; для червяка – закалка до 54 HRC.
Витки червяка шлифовать и полировать.
При данной термообработке обеспечивается приработка зубьев.
Для червячного колеса назначаем материал Бр АЖ-9
Определяем допускаемые напряжения.
Оцениваем скорость скольжения:
.
(2.10)
.
(2.11)
Принимаем число заходов червяка Z1=2.
Z2=Z1 U=2 20=40> Z2 min=28. (2.12)
Принимаем число заходов червяка Z2=40.
Принимаем коэффициент диаметра червяка:
q=16.
q/ Z2=16/40=0, 4. (2.13)
В рекомендуемых пределах
Определяем межосевое расстояние:
;
Mпа.
(2.14)
где ЕПР- приведенный модуль упругости.
Подставляя в формулу 9,20 из [2] находим:
,
(2.15)
мм.
Полученное
расчётом межосевое расстояние округляем
в большую сторону до ближайшего
стандартного числа:
=140
.
Расчётный осевой модуль:
мм. (2.16)
Полученный модуль округляем до ближайшего, mn=5 мм.
Находим значение коэффициента q:
.
(2.17)
Полученное
расчётом значение
округляем стандартного числа:
=16.
Находим коэффициент смещения:
.
(2.18)
Рассчитаем геометрические параметры червячной передачи
Уточняем значения делительных диаметров:
=
=
мм
, (2.19)
=
=
мм.
(2.20)
Определяем диаметры вершин:
мм ,
(2.21)
мм.
(2.22)
Диаметр впадин зубьев:
мм,
(2.23)
мм.
(2.24)
Ширина венца:
.
(2.25)