2.2 Определение допускаемых контактных напряжений .

Допускаемое контактное напряжение

В этой форме отсутствуют коэффициенты по ГОСТ 21354-75, учитывающие влияние шероховатости, смазки, скорости и размеров коле, которые, для распространенных на практике показателей, близки к единице.

Предел контактной выносливости поверхности зубьев зависит от твердости поверхности и определяется по таб.5.

Таблица 5

Значенияи

Термическая обработка	Твердость
Нормализация, улучшение	НВ 180-230	2НВ+70	1.8НВ
Объемная закалка	НRC 40-50	18НRC+150	550
Поверхностная закалка	НRC 40-56	17НRC+200	650
Цементация	НRC 54-64	23НRC	750
Азотирование	НRC 50-67	1050	12НRC+300

Коэффициент безопасности принимаетсяпри нормализации, улучшении или объемной закалке;при поверхностной закалке, цементации или азотировании.

Коэффициент долговечности при переменных режимах нагрузки рассчитывается по эквивалентномучислу циклов:. В этой формуле базовое число циклов напряжений, зависящее от твердости поверхности зубьев, определяется по графику 2.

N_НО 10⁶

Рис. 2. График для определения базового числа циклов напряжений

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка), . Здесь- угловая скорость соответствующего вала,;- срок службы привода,ч.

Для наших расчетов:

Предел контактной выносливости для шестерни

,

для колеса ;

Базовое число циклов для шестерни , для колеса

Число циклов перемены напряжений для шестерни

,

для колеса

Если , то принимают

Допускаемое напряжение для шестерни

.

Для колеса

В качестве расчетного напряжения принимается:

Для прямозубых передач – меньшее из них,

для косозубых передач, у которых зубья шестерни гораздо тверже зубьев колеса:

Принимаем для дальнейших расчетов допускаемое напряжение

2.3 Определение допускаемых напряжений на изгиб зубьев .

Допускаемое контактное напряжение на изгиб зубьев

Предел выносливости зубьев при изгибе зависит от твердости поверхности и определяется по таб.5.

Коэффициент безопасности принимаетсяпри нормализации, улучшении или объемной закалке;при цементации.

Коэффициент , учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, принимается(односторонняя нагрузка) и(сателлиты планетарного редуктора).

Коэффициент долговечности определяется:

базовое число циклов для всех сталей ,, если, то принимают.

Тогда допускаемое контактное напряжение на изгиб зубьев для шестерни

.

Для колеса

2.4 Проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи редуктора

1. Определяем межосевое расстояние

,

где К_а – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач, К_а=43, (для прямозубых К_а=49,5); –коэффициент ширины венца колеса, равный 0,2…0,25, для шестерни, расположенной симметрично относительно опор для рассматриваемого варианта; u – передаточное число редуктора, в нашем случае u =5; Т₂–крутящий момент на тихоходном валу редуктора, Нм, для рассматриваемого варианта Т₂=Т₃=234,4 Нм; [_H]- допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм²; [_H]=637 МПа; К_H – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зубьев, К_H =1

полученное значение межосевое расстояние округляем до ближайшего стандартного:

стандартные межосевые расстояния :

1-й ряд – 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400…

2-й ряд – 140, 180, 225, 280, 355, 450…

получаем стандартное ближайшее значение межосевого расстояния 125 мм.

2. Определим модуль зацепления m, мм

где К_m - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач, К_m = 5,8 (для прямозубых К_m =6,8); d₂ = 2а_  u / (u+1) – делительный диаметр колеса, мм; b₂ = _а  а_w – ширина венца колеса, мм, - допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, .

Подставим известные величины в формулу (25) получим численное значение для модуля зацепления :

полученное значение модуля округляем до ближайшего стандартного в большую сторону из ряда чисел: m, мм

1-й ряд : 1,0 ; 1,5 ; 2 ; 2,5 ; 3 ; 4 ; 5 ; 6 ; 8 ; 10

2-й ряд : 1,25 ; 1,75 ; 2,25 ; 2,75 ; 3,5 ; 4,5 ; 5,5 ; 7 ; 9

принимаем m=1,5 мм.

3. Определить угол наклона зубьев _min для косозубой передачи редуктора:

В косозубых передачах угол наклона зубьев принимают β=8…16.

4. Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

для косозубых передач )

Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа, имеем:

5. Уточнить действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач

6. Определим число зубьев шестерни :

Полученное значение округлим до ближайшего целого числа, . Из условий уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется

7. Определим число зубьев колеса

8. Определим фактическое передаточное число и проверим его отклонениеот заданного :

Так как норма отклонения не выполняется, пересчитаем и. Примем,

9. Определим фактическое межосевое расстояние:

для косозубых передач

10. Определим основные геометрические параметры передачи:

Параметр		Шестерня		Колесо
		прямозубая	косозубая	прямозубая	косозубая
Диаметр	делительный	d1=mz1=72 мм	d1=mz1/cos	d2=m z2=177 мм	d2=m z2/cos
	вершин зубьев	dа1=d1+2 m=75 мм		dа2=d2+2 m=180 мм
	впадин зубьев	df1=d1–2,4 m=68,4 мм		df2=d2–2,4 m=173,4 мм
Ширина венца		b1=b2+(2..4)мм=40мм		b2==37,5 мм