К оценке допускаемых изгибных напряжений

Термическая обработка	Твердость поверхности	, МПа	при вероятности неразрушения 0,99
			поковка	литье
Нормализация, улучшение	180-350 НВ	1,8 НB	1,75	2,28
Объемная закалка	45-55 HRС	600	1,75	2,28
Поверхностная закалка	45-55 НRС	550	1,85	2,4

Для среднескоростных передач 6-8-й степени точности можно при­нять =1,=1.

,

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствую­щий базовому числу циклов перемен напряжений, МПа (см. табл.15); K_FL – коэффициент долговечности,

,

где - базовое число циклов перемен напряжений; -эквивалентное число циклов перемен напряжений; m_F=6 при Н ≤ 350; m_F = 9 при H > 350 – показа­тель кривой усталости.

,

где - см. § 2.1.

При твердости Н350 НВ 1К_ГЕ2,08; при твердости Н>350 НВ 1К_FL1,63. Если N_FL>N_FO, то принять К_FL=1.

2.2. Конструирование цилиндрической передачи редуктора

2.2.1. Общие положения

Основной причиной выхода из строя зубчатых колес (рис. 4) является повреждение зубчатых венцов. Целью проводимых расчетов является предотвращение выходов их из строя из-за поломок зубьев и выкрашивания их активных поверхностей в результате развития усталостных трещин.

Рис. 4. Схема эвольвентного зацепления

При проектировочном расчете закрытых передач основным является расчет на контактную выносливость колеса как менее прочного, с последующей проверкой напряжений изгиба в зубьях. Расчет закрытых цилиндрических передач рекомендуется проводить по порядку, приведенному в блок-схеме алгоритма (рис.5), что соответствует ГОСТ 21354-8.

Рис. 5. Блок-схема расчета закрытой цилиндрической передачи

2.2.2. Описание блок-схемы расчета

закрытых цилиндрических передач

Исходные данные (получены из кинематического расчета привода):

- частота вращения шестерни, об/мин;

- передаточное число;

- крутящий момент на шестерне, Н ∙ мм;

- крутящий момент на колесе, Н ∙ мм.

1. Выбрать материал для изготовления зубчатых колес согласно §2.1.

2. Определить вспомогательный коэффициент по вспомогатель­ному параметру , отражающему зависимость рабочей ширины зацеп­ления относительно диаметра шестерни: ,тогда .

Вспомогательный параметр определяется по табл. 16.

Таблица 16

Определение параметра

Расположение шестерни относительно опор	Твердость рабочих поверхностей
	H1 и H2≤350 НВ	H1 и Н2 >350 НВ
Симметричное	0,9…1,4	0,4…0,9
Несимметричное	0,6…1,2	0,3…0,6
Консольное	0,4…0,6	0,2…0,3

3. Определить вспомогательный коэффициент в зависимости от вида передачи: прямозубая = 49; косозубая = 43.

4. Определить коэффициент распределения нагрузки между зубья­ми :

для прямозубых передач = 1;

для косозубых передач = 1,1.

5. Определить коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца по табл. 17.

Таблица 17

К определению коэффициента

	Расположение шестерни относительно опор
	Симметричное		Несимметричное		Консольное
	H<350HB	H>350HB	H<350HB	H>350HB	H<350HB	H>350HB
0,2	1,0	1,0	1,0	1,06	1,08	1,16
0,4	1,0	1,03	1,0	1,14	1,17	1,36
0,6	1,0	1,05	1,12	1,22	1,27	1,58
0,8	1,06	1,08	1,17
1,0	1,08	1,15	1,24
1,2	1,10		1,30
1,4	1,13

6. Определить коэффициент динамической нагрузки . Для пере­дач 6-8-й степени точности рекомендуется принимать:

для прямозубых передач = 1,1 при n₁ < 2000 об/мин;

= 1,15 при n₁ > 2000 об/мин;

для косозубых передач = 1,08.

7. Определить допускаемое контактное напряжение согласно §2.1.

8. Определить межосевое расстояние по выражению

мм.

9. С этого блока проводится проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной (пусковой) нагрузки для пре­дотвращения остаточной деформации или хрупкого разрушения поверх­ностного слоя зубчатых колес.

Контактное напряжение при действии максимальной нагрузки опре­делить из выражения , МПа,где см.- § 2.1; Т_max - максимальный (пусковой) момент (см. график нагрузки, рис.1).

10. Определить допускаемое контактное напряжение при действии максимальной нагрузки ,где - предел текучести материала, МПа (см. табл. 13).

11. Произвести сравнение ,

- если "нет", то вернуться к блоку 2 и выбрать материал с повы­шенными механическими характеристиками и весь расчет повторить сначала;

- если "да", то перейти к следующему блоку.

12. Выбрать угол наклона зубьев:

для прямозубых = 0;

для косозубых = 7…20°.

13. Выбрать число зубьев шестерни:

для скоростных передач = 20…30;

для тихоходных передач = 17…24;

14. Рассчитать число зубьев колеса .

15. Определить модуль передачи

Полученный модуль округлить до ближайшего стандартного значе­ния по

ГОСТ 9563-60 (тaбл. 18).

Таблица 18

Наиболее употребительные модули зубчатых передач

ГОСТ 9563-60, мм

1 ряд (предпочтительный)	1,25	1,5	2	3	4	5	6	8
2 ряд	1,375	1,75	2,25	3,5	4,5	5,5	7	9

16. Выполнить корректировку передачи в связи с выбором стандартного модуля: для прямозубой передачи корректируется межосевое расстояние ; для косозубой передачи корректируется угол наклона зубьев.

17. Определить рабочую ширину зацепления , где - см. п. 2; а - см. п. 8.

18. Далее осуществить проверку зубьев для предотвращения уcталостного излома (блок 11…16). Определить по табл. 19 коэффици­ент формы зуба , в зависимости от и . Для косозубой передачи находится по эквивалентному числу зубьев

.

19. Допускаемое напряжение изгиба определить по § 2.1.

20. Определить коэффициент, учитывающий наклон зубьев:

где - угол наклона зуба, град. (см.п. 12).

Таблица 19

Коэффициент формы зуба

или	17	18	19	20	21	22	24	28	30
	4,20	4,20	4,10	4,08	4,01	4,0	3,92	3,82	3,80
или	32	37	40	45	50	60	80	100	свыше 100
	3,70	3,71	3,7	3,68	3,62	3,61	3,61	3,61	3,60

21. Определить наиболее слабый элемент передачи (колесо или шестерня) по минимальному соотношению

где - см. § 2.1;- см. п.17.

22. Для наиболее слабого звена (колеса или шестерни) опреде­лить напряжения изгиба, действующего в ножке зуба:

МПа.

23. Провести сравнение :

- если нет, то вернуться к блоку 2 и выбрать материал с повы­шенными механическими характеристиками(см. рис. 5);

- если "да", то перейти к следующему блоку.

24. В блоках 17-20 осуществить последний проверочный расчет для предотвращения остаточной деформации или хрупкого излома зубьев при действии максимальной нагрузкой. Определить максимальное допускаемое напряжение изгибу

где - предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций и хрупкого излома, МПа; =4,8∙НВ - при нормализации и улучшении; =6∙НВ при закалке; S_F - см.табл.15.

25. Определить слабый элемент передачи (шестерня или колесо), по которому осуществляется проверка максимальной на­грузкой.

.

26. Определить максимальное напряжение изгибу при действии максимальной нагрузкой Т_max:

где – см. п.21; Т_max – максимальный(пусковой) момент; Т – расчетный момент(см. график нагрузки, рис. 1).

27. Провести сравнение :

- если «нет», вернуться к блоку 2 (см. рис. 5);

- если «да», перейти к следующему блоку.

28. Определить основные размеры зубчатой пары:

- ширину колеса (см. п. 16);

- ширину шестерни мм;

- высоту ножки зуба ( см. § 2.2 п. 15);

- диаметры делительных окружностей:

- диаметры вершин зубьев:

- диаметры окружностей впадин:

29. Определить силы, действующие в зацеплении (рис. 6):

- окружную силу Н;

- радиальную силу H,

где = 20° - угол зацепления, - см. п. 12;

- осевую силу , H.

Рис. 6. Схема сил в косозубой передаче