7. Выбор вида финишной операции получения зубьев колес

Так как для материала применяется термообработка – улучшение, то не требуется финишной операции. Производится нарезание зубьев двумя резцами до достижения 8-ой степени точности и шероховатости нешлифованной поверхности зубьев .

8. Проектировочный расчет передачи по условию контактной выносливости зубьев колес

Усталостное контактное выкрашивание (питтинг) рабочих поверхностей зубьев – наиболее характерный и опасный вид повреждений для колес закрытых зубчатых передач, имеющих поверхностную твердость зубьев не более 50 НRC и работающих при наличии в их зацеплении интенсивной жидкой смазки.

Этот вид прочностных расчетов проводят для передач, работающих в герметично закрытых корпусах с обильной смазкой, имеющих колеса с твердостью зубьев не выше 45...50 HRC.

В результате этого расчёта определяется диаметр делительного конуса колеса d_e2, мм

,

где K_d – вспомогательный коэффициент (для стальных прямозубых конических колёс K_d =1047 МПа^1/3);

T_{2 ном.} – номинальный крутящий момент на колесе расчитываемой передачи: T_{2 ном} = 88 Нм;

K^l_H – ориентировочное значение коэффициента концентрации нагрузки по длине зуба, определяемое по справочным данным, например [2, рис. 4.8], в зависимости от параметра K_beU/(2-K_be), расположения шестерни относительно её опор, вида подшипников в опорах и сочетания твёрдостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса: K^l_H = 1.062;

U – необходимое передаточное число рассчитываемой ступени: U = 3.15;

K_be=b_w/R_e – коэффициент длины зуба (где b_w – рабочая длина зубьев, R_e – внешнее конусное расстояние передачи); рекомендуется принимать K_be = 0,285.

_H – коэффициент контактной прочности зубьев.

Для конических прямозубых передач _H = 0,85.

Для прямозубых конических колёс и неприрабатывающихся колёс с круговыми зубьями ,

При проектировочном (по условию контактной выносливости зубьев) расчете зубчатой передачи допускаемые поверхностные контактные напряжения [_H], МПа, ориентировочно (с последующим уточнением при проверочном расчете) определяют (с. 57 ГОСТ 21354 – 87) по следующей зависимости:

где _{H lim b} – базовый предел контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев, МПа, соответствующий базовому числу циклов изменения контактных напряжений. Предел контактной выносливости зубьев _{H lim b} назначают по табл. 12 ГОСТ 21354 – 87 в зависимости от материала, термообработки и средней твердости поверхности зубьев: ,

где – средняя твердость рабочих поверхностей зубьев по Бринеллю.

Для колеса: .

Для шестерни: .

.

S_{H min} – минимальный коэффициент запаса контактной выносливости зубьев. Его устанавливают с учетом степени достоверности исходных данных, заданной вероятности неразрушения и степени опасности последствий возможных повреждений. При отсутствии необходимых фактических статистических данных, согласно п. 2 табл. 11 ГОСТ 21354 – 87, можно принимать следующий минимальный коэффициент запаса контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев с однородной структурой материала: .

Z_N – коэффициент долговечности, согласно п. 3 табл. 11 ГОСТ 21354 – 87, определяют из условия

но не более 2.6 – при однородной структуре материала зуба.

Здесь – базовое число циклов изменения контактных напряжений, соответствующее базовому пределу контактной выносливости зубьев .

Базовое число циклов изменения контактных напряжений, согласно табл. 11 ГОСТ 21354 – 87, определяют по следующей зависимости:

циклов,

циклов.

циклов.

– эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений.

При курсовом проектировании деталей машин обычно назначают асинхронные электродвигатели, у которых частота вращения ротора практически не зависит от нагрузки. В этом случае можно принимать n_i = n = const, а эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений определять по следующей упрощенной зависимости:

.

где с – число нагружений зуба рассматриваемого колеса передачи за один его оборот, равное числу колес, находящихся в зацеплении с этим колесом. Так как редуктор одноступенчатый, то .

n – частота вращения рассматриваемого колеса передачи при номинальном нагружении, мин ^-1;

t_p – расчетный срок службы зубчатых колес, ч: ;

k – число блоков (режимов) внешнего нагружения передачи.

.

Для шестерни: циклов.

Для колеса:

циклов.

Получаем:

для шестерни:

для колеса:

Тогда расчетные напряжения для шестерни и колеса соответственно равны:

МПа.

МПа.

Отсюда Мпа.

мм.

Найденное значение согласуем с ГОСТ 12289-76, примем ближайшее большее значение .По этому ГОСТ в зависимости от принятого значения d_e2 и необходимого передаточного числа U назначим длину зуба колеса мм.

Длину зуба шестерни b₁ (для удобства регулировки её осевого положения при сборке передачи) назначают на 3…5 мм больше.

Для конических передач, к габаритно-весовым характеристикам которых не предъявляются особые требования, обычно назначают в пределах для прямозубых колес при твердости  350HB. Назначим наибольшее из интервала . Число зубьев колеса определим по зависимости и округлим до ближайшего целого числа:

.

Фактическое значение передаточного числа .

Отклонение фактического передаточного числа от стандартного (номинального) значения : ,

сравним с его допускаемым (ГОСТ 12289-76) значением .

Отклонение фактического передаточного числа лежит в допустимых пределах.

Максимальный торцовый модуль передачи:

мм.

Значение согласовываем с ГОСТ 9563-80. При этом согласовании должно соблюдаться условие: фактическое значение d _е2 не должно отличаться от его стандартного значения более, чем на 2%.

В соответствии с ГОСТ мм, тогда мм. Проверим условие:

.

Условие выполняется, значит в дальнейших расчетах можно использовать принятые стандартные значения и .

Внешнее конусное состояние передачи:

мм.

Среднее конусное расстояние передачи:R_m = R_е - 0.5b₁.

мм.

Средний торцовый модуль передачи:

Средние диаметры делительных конусов:

шестерни мм

колеса мм.

Окружные скорости V_m, м/с, на средних диаметрах делительных конусов шестерни и колеса:

,

где - частота вращения быстроходного вала, об/мин^-1.

м/с.