3. Расчет цилиндрической прямозубой передачи (быстроходная ступень)
Исходные
данные:
3.1. Выбор материала для зубчатых колес редуктора.
Выбор материала для зубчатых колес обуславливается необходимостью обеспечения достаточной изгибной и контактной прочности зубьев, характером производства, требованием к габаритам передачи и др.
Основными материалами для зубчатых колес являются термически обрабатываемые стали.
В данном проекте, исходя из изложенных требований для обеспечения сравнительно небольших габаритов и невысокой стоимости передачи, принимаем для изготовления колеса и шестерни Сталь 40Х с термической обработкой: для колеса – улучшение, для шестерни –улучшение.
Шестерня: материал - сталь 40Х. Термообработка – улучшение .
Твердость сердцевины - HB=280.
Твердость поверхности:
HB=280.
Колесо: материал - сталь 40Х. Термообработка - улучшение.
Твердость сердцевины - HB=260.
Твердость поверхности:
HB =260.
3.2. Допускаемые контактные напряжения.
Допускаемое контактное напряжение колеса, определяемые по формуле (2.1).
Здесь HP lim - предел контактной выносливости материала, принимаемый по рекомендациям в зависимости от термообработки:
для
шестерни:
для
колеса:
SH - коэффициент запаса прочности, принимаемый по рекомендациям:
ZN - коэффициент долговечности.
;
,
- базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости.
где - среднее значение твердости рабочей поверхности зубьев.
- число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы.
Шестерня:
Колесо:
При постоянной нагрузке на передачу с двумя зубчатыми колесами
Здесь n - частота вращения шестерни, об/мин;
Lh - ресурс передачи, ч.
Шестерня:
Колесо:
При нагрузке на передачу, изменяющейся по ступенчатой циклограмме,
Здесь Ti - крутящий момент, соответствующий 1-й ступени циклограммы нагружения.
Шестерня:
Колесо:
Эквивалентное
число циклов перемен больше базового,
поэтому для расчета принимаем
ZR - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев. Значение ZR, общее для шестерни и колеса, принимают в зависимости от параметра шероховатости более грубой поверхности зуба пары шестерня-колесо,
ZR = 1. При Ra от 1,25 до 0,63,
ZV - коэффициент, учитывающий окружную скорость.
В проектировочном расчете принимают ZV =1,
Для шестерни:
Для колеса:
Условное
контактное напряжение:
3.3. Допускаемые напряжения изгиба.
Допускаемые напряжения изгиба зубьев определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле:
где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, установлен для нулевого цикла напряжений и определяется в зависимости от способа термической или химико-термической обработки зубчатого колеса по рекомендациям:
Для
шестерни:
Для
колеса:
YZ -коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса. Принимают для поковок и штамповок: YZ=1.
YA -коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки: .
YN - коэффициент долговечности
= - базовое число циклов напряжений. При постоянной нагрузке на передачу с двумя зубчатыми колесами .
При изменяющейся по ступенчатой циклограмме нагрузке на передачу:
Здесь TFI - крутящий момент, соответствующий 1-й ступени циклограммы нагружения.
Для зубчатых колес с однородной структурой материала, qF = 9.
YX -коэффициент, учитывающий диаметр зубчатого колеса d, мм.
В проектировочном расчете принимают YX = 1.
SF - коэффициент запаса прочности, принимаемый в зависимости от способа термической и химико-термической обработки при вероятности разрушения 0,99 принимаем SF =1,7
Шестерня:
Колесо:
Допускаемые напряжения изгиба:
Для шестерни:
Для колеса:
Допускаемые напряжения изгиба для расчета на изгиб максимальной нагрузкой:
,
где
= 1,2 при gF
= 9,
Sy = 1,75,
=
4,
Для шестерни:
Для колеса:
