4.Расчет зубчатых передач.
4.1.Выбор материала для изготовления зубчатых колес.
Для уменьшения габаритов редуктора, выбираем материалы с повышенными механическими характеристиками, по таблице3.3 [1,28] и 3.9 [1,37]
принимаем для шестерен сталь 40ХН, термообработка – поверхностная закалка до твердости HRC 55; для колес – сталь 40ХН, термообработка поверхностная закалка до твердости HRC 50, для равномерного изнашивания зубьев и лучшей прирабатываемости.
4.2.Определение допускаемых контактных напряжений.
Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле 3.9 [1,27]:
Здесь
-
предел контактной выносливости при
базовом числе циклов.
По таблице 12.4 [4,184] для легированных сталей с твердостью поверхностей зубьев НRC 40 - 56 и термообработкой (поверхностная закалка):
-
коэффициент долговечности, при
принимают
Эквивалентное число циклов напряжений в зубьях, соответствующее рабочему числу циклов передачи при переменной нагрузке по формуле 12.59 [4,185]:
,
где
с – число зацеплений в единицу времени t
n – число оборотов в минуту
t – время работы за весь срок
Продолжительность работы передачи под нагрузкой, за расчетный срок службы при работе с переменными нагрузками:
Из графика нагрузки:
т
огда
Базовое
число циклов
определим
по графику рис.2.1 [3,11]:
Для
колеса с жесткостью HRC
50 -
;
Для
шестерни с жесткостью HRC
55 -
т.к.
,то
по формуле
для
колес
д
ля
шестерен
Коэффициент
запаса прочности, для колес из упрочненной
стали примем
Допускаемые контактные напряжения для колес:
Допускаемые контактные напряжения для шестерен:
В
качестве расчетного примем меньшее из
них:
Допускаемые контактные напряжения при перегрузках:
4.3.Определение допускаемых напряжений изгиба.
Допускаемые напряжения изгиба определяем по формуле 12.73 [4,190]:
Здесь
-
предел выносливости зубьев при изгибе,
при базовом числе циклов.
По таблице 12.6 [4,192] для легированных сталей с твердостью поверхностей зубьев HRC 40 -56 и термообработкой (поверхностная закалка):
-
коэффициент запаса прочности:
где,
- коэффициент, учитывающий нестабильность
свойств материала колеса, по таблице
3.9 [1,37]:
-
коэффициент, учитывающий способ получения
заготовки колеса, для поковок и штамповок
-
коэффициент долговечности, при
принимают
Базовое
число циклов нагружения
Эквивалентное число циклов напряжений в зубьях, соответствующее рабочему числу циклов передачи при переменной нагрузке по формуле 12.76 [4,192]:
г
де
при
закалке
так как , то принимаем
Допускаемые напряжения изгиба для колес и шестерен:
Допускаемые напряжения изгиба при перегрузках:
4 .4.Расчет тихоходной ступени.
Определяем межосевое расстояние по формуле 3.7 [1,26]:
где
- коэффициент нагрузки
по
таблице 3.1 [1,26] для несимметричного
расположения колес
-
коэффициент ширины венца по межосевому
расстоянию
для
прямозубых колес
принимаем
по стандарту
Окружной модуль:
По
СТ СЭВ 310 – 76 принимаем
Определяем суммарное число зубьев по формуле 3.11 [1,30]:
Определяем число зубьев шестерни и колеса по формуле 3.13 [1,30]:
принимаем
,
тогда
Проверим межосевое расстояние по формуле 3.14 [1,30]:
Основные размеры шестерни и колеса:
Делительные диаметры:
шестерни
колеса
Диаметры вершин зубьев:
шестерни
колеса
Ширина:
колеса
шестерни
Определим коэффициент ширины по диаметру
О
кружная
скорость колес тихоходной ступени
При данной скорости назначаем 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:
здесь по таблицам 3.4, 3.5, 3.6 определяем коэффициенты:
Проверяем контактные напряжения:
Проверим контактные напряжения при перегрузках:
Силы, действующие в зацеплении тихоходной прямозубой ступени:
Окружная
Радиальная
Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба:
.
Коэффициент нагрузки
где:
при
принимаем по таблице 3.7 [1,35].
при
скорости
выбираем таблице 3.8 [1,36]
,
тогда
для
шестерни при
-
,
для
колеса при
-
.
Определяем
отношения
:
для
шестерни
для
колеса
Найденное отношение меньше для шестерни. Следовательно, дальнейшую проверку проводим для зубьев шестерни.
Проверяем зуб шестерни:
.
Проверяем зубья на перегрузку:
