3.8. Проверка на вынослшюсгь при изгибе зубьев шестерни

У р2

Значения У_п и [o]_Fl определяют так же, как и для колеса.

3.9. Особенности расчета соосных редукторов

Межосевое расстояние соосного редуктора определяется из расчета на контактную выносливость тихоходной ступе­ни (см. разд. З.1.). Коэффициент ширины быстроходной сту­пени определяется из выражений:

для прямозубой передачи

. , _lV)f ЮООО ^V

^кн^т2б

для косозубой и шевронной передач

/ 8500 V К_НаК_нТ₇

ai

2б

[а]_ни

Б)

ai

В этих выражениях:

Т_}Б — номинальный крутящий момент на валу колеса быстроходной ступени, Нм;

^us — передаточное число быстроходной ступени;

^ит

К_н — коэффициент нагрузки быстроходной ступени (см. разд. 3.1);

[а]_н —допускаемое напряжение для бысгроходной ступени (см. разд. 2.4).

Если полученное значение \)/_Ло<0,2₎ то следует принять ^=0,2.

3.10. Определение основных параметров зубчатого зацепления

3.10.1. Диаметры делительных окружностей:

для прямозубых колес

d, = mz_l ; d₂= mz₂ . ^для косозубых и шевронных колес

d_x=m,z_x= z, _; d₂=m,z₂=- "

п I , 1 ••1-1 о

cos р cos р

Точность определения значений диаметров делительных окружностей должна быть не менее 0,001 мм. После опреде­ления d, и d₂ проверяется равенство а_м - (d_j + d₂)/2.

2. Диаметры окружностей вершин: для прямозубых колес

d_al = dj + 2т ; d_a2= d₂+ 2т ; для косозубых и шевронных колес

d_a! = d_}+ 2т_п, d_a2= d₂+ 2т_п .

3. Диаметры окружностей впадин:

для прямозубых колес

dfj = d, - 2,5т ; df₂- d₂ - 2,5т ; для косозубых и шевронных колес

dfj = d_{ - 2,5т_п, d₂ = d₂ - 2,5т_п .

5.11. Силы, действующие в зацеплении

Для прямозубых колес (рис. 3.2) определяются окружная сила

27-₂-10³

и радиальная сила F_r = F_t tga ,

Для косозубых и шевронных колес (рис. 3.3) определяется также осевая сила.

Окружная сила F_t

27; -10³

tga

Радиальная сила Fr ~ F, ^ (а — угол зацепления). Осевая сила F_a = Fjgfi .

4. ПРИМЕР РАСЧЕТА КОСОЗУБОЙ 1ЩЛШЩРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА, РАБОТАЮЩЕГО ПРИ ПОСТОЯННОЙ НАГРУЗКЕ

Исходные данные

Т₂ = 588 Нм; п₁ = 960 об/мин; п₂ = 480 об/мин (и = 2); материал зубчатых колес — сталь 40ХН; нагрузка посто­янная; срок службы передачи t_z = 36 ООО часов. Решение

4.1. Выбор термической обработки заготовок

Принимаем твердость рабочих поверхностей зубьев Н>НВ350. В этом случае зубья во время работы не прираба­

тываются и обеспечивать разность твердостей зубьев шес­терни и колеса не требуется. Выбираем термическую обра­ботку-закалку ТВЧ после улучшения (см. табл. 2.2). Твердость поверхности HRC48...53, сердцевины НВ269...302.

4.2. Определение механических свойств материалов зубчатых колес и допускаемых напряжений

4.2.1. Средние значения твердости зубьев:

_НВсе_{рд =} HBg + HBg ₌ 269 + 302 _{= 285 5} _

_HRC™ = !E£Z±HRCZ _я «+48 _{= 50}

2 2

(см. табл. 2.2)

2. Предельные характеристики материала:

о_в = 900 Мпа; а_т = 750 МПа (см. табл. 2.2).

3. Допускаемые напряжения для расчета передачи на контактную выносливость:

V "не

[^ао)н = °oh^ish

(см. табл. 2.5). В этих формулах:

ct_ow — длительный предел контактной выносливости;

а_он = 17 HRC^noB + 200 (табл. 2.6);

S_H — коэффициент безопасности, равный 1,2 (см. табл. 2.6) г 1 1750,5 + 200 .._

М_н ⁼—Yi—^{= ;}

N_H0 — число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости;

N_HO= 100'10⁶(см. рис. 2.1);

N_HE—эквивалентное число циклов перемены напряжений;

К_НЕ—коэффициент приведения; при постоянной нагрузке К_НЕ = 1. (см. разд. 2.3 и табл. 2.4);

N_z — суммарное число циклов перемены напряжений; N_z = 60-tjft. , где n_t — частота вращения /-го зубчатого ко­леса.

Для шестерни N_xl = 60-36000-960 = 20736-Ю⁶ циклов. Для колеса N_u = 60-36000-480 = 1036,8-10⁶ циклов. Таким образом, N_HEl = 2073,6-10⁶ циклов; N_HEi = 1036,8-10⁶ циклов.

Поскольку полученные значения N_HE>N_HO, принимаем ⁿhei ~ ⁿhe2 ~ У но ^{= 100,106} циклов (см. разд. 2.3). Следовательно [а]_н - [а₀]_я = 882 Мпа. [о]_Нти — предельное допускаемое напряжение; [а]_Нтю - 40HRC^noB = 40-50,5 = 2020 Мпа (см. табл. 2.6). Условие [о]_н < [о]_Нпшх выполняется.

4.2.4. Допускаемое напряжение для расчета передачи на изгибную выносливость:

В этих формулах:

a_OF — длительный предел изгибной выносливости; a_0F = 550 Мпа (табл. 2.6);

S_F — коэффициент безопасности, равный 1,75 (см. табл. 2.6); Wol=~ = 314,3МПа _;

N_FE — эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета

на изгибную выносливость; N_FE. = A"_F£ -N_&; /Г_ге — коэффициент приведения постоянной нагрузки, равный 1 (см.

разд. 2.3 и табл. 2.4).

Таким образом, поскольку N_FE > N_F0 - 410⁶ (см. разд. 2.3), принимаем N_FF = 4-10⁶.

Следовательно, [a]_F = [o₀]_F = 314,3 Мпа. Так как [a]_Fmax = 1260 Мпа, то условие [a]_F < [о]^ выпол­няется.