- •1 Определение основных параметров привода
- •2.Выбор материалов и определение допускаемых напряжений
- •2.1 Выбор материалов для изготовления деталей редуктора
- •2.2 Определение допускаемых контактных напряжений
- •3. Определение основных геометрических параметров зубчатой
- •3.1 Расчет межосевого расстояния
- •3.2 Определение геометрических параметров зубчатых колес
- •Последовательность расчета прямозубого зубчатого зацепления
- •4. Проверочный расчет на прочность по контактным напряжениям
- •5. Расчет валов и корпуса редуктора. Выбор подшипников
- •Рекомендуемая литература
2.2 Определение допускаемых контактных напряжений
Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле
где – предел контактной выносливости поверхности зубьев. Для зубчатых колес при , МПа;
– коэффициент безопасности;
– коэффициент долговечности.
При нормализации, улучшении и объемной закалке зубьев (однородная по всему объему зуба структура материала) рекомендуется принимать коэффициент безопасности = 1,1. При поверхностной закалке, азотировании, цементации, нитроцементации (неоднородная по объему структура материала) = 1,2.
Коэффициент долговечности учитывает влияние срока службы и режима нагрузки передачи. Принимается в пределах = 1…2,4. При планируемом сроке службы редуктора 30000 часов и постоянном режиме нагрузки рекомендуется принимать = 1.
В качестве расчетного принимается среднее значение допускаемого контактного напряжения по условию:
где – допускаемое контактное напряжение зубьев шестерни, МПа;
– допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, МПа.
Пример:
Пределы контактной выносливости материалов шестерни и колеса
МПа,
МПа.
Зубья шестерни и колеса будут иметь однородную по всему объему структуру (термообработка – объемная закалка для шестерни и улучшение для колеса), поэтому принимаем коэффициент безопасности = 1,1. Редуктор рассчитывается на 30000 часов работы при постоянной нагрузке, в этом случае коэффициент долговечности = 1.
Допускаемые контактные напряжения материалов шестерни и колеса:
МПа, МПа.
Расчетное допускаемое контактное напряжение:
МПа
Принимаем МПа
3. Определение основных геометрических параметров зубчатой
передачи
3.1 Расчет межосевого расстояния
Величину межосевого расстояния определим по формуле, следующей из условия прочности зубьев по контактным напряжениям:
где: k – постоянный коэффициент (для прямозубых передач 0,85, для косозубых – 0,75);
u – передаточное отношение;
– приведенный модуль упругости материалов шестерни и колеса, МПа;
– крутящий момент на выходном валу, ;
– коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по контактным напряжениям;
– коэффициент зависимости ширины колеса от величины межосевого расстояния. ,
где – ширина колеса. Для прямозубых колес рекомендуется принимать следующие значения : 0,16; 0,2; 0,315; для косозубых: 0,2; 0,315; 0,4. Большие значения принимаются для тяжело нагруженных передач.
– допускаемое контактное напряжение.
Приведенный модуль упругости материалов шестерни и колеса определяется по формуле , где и – модули упругости материалов шестерни и колеса. Так как в качестве материала для изготовления и шестерни и колеса принята сталь с модулем упругости МПа, то МПа.
Концентрация нагрузки происходит вследствие изгиба или перекоса валов, в результате чего зубья колес контактируют не по всей длине. Коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по контактным напряжениям определяется по графику, составленному на основе практики эксплуатации зубчатых колес, при помощи – коэффициента зависимости ширины колеса от величины делительного диаметра шестерни ( ). При проектном расчете коэффициент зависимости ширины колеса от величины делительного диаметра шестерни определяется по формуле
.
Для прямозубых колес максимальное значение = 1,2, для косозубых – 1,6.
Стандартные межосевые расстояния (1-й ряд следует предпочитать второму)
40 |
50 |
63 |
80 |
100 |
125 |
|
160 |
|
200 |
|
250 |
|
315 |
|
400 |
|
500 |
|
|
|
|
|
|
140 |
|
180 |
|
225 |
|
280 |
|
355 |
|
450 |
|
Пример:
Для косозубого зацепления k = 0,75, для стальных зубчатых колес МПа, предварительно определенный крутящий момент на ведомом валу = 2209,94 . Принимаем коэффициент зависимости ширины колеса от величины межосевого расстояния = 0,315. Тогда коэффициент зависимости ширины колеса от величины делительного диаметра шестерни
= = 1,15
По графику определяем коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по контактным напряжениям = 1,054.
Полученные значения подставляем в формулу для определения межосевого расстояния:
В результате расчета получили значение aw = 242,1 мм. Так как редуктор предназначен для мелкосерийного производства, то принимать стандартное межосевое расстояние не обязательно. Расчетное значение межосевого расстояния можно округлить по ряду нормальных линейных размеров Ra40: 12, 13, 14, 15, 16, 17, 18, 19, 20, 21, 22, 24, 25, 26, 28, 30, 32, 34, 36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 53, 56, 60, 63, 67, 71, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 115, 125, 130, далее через 10 до 260 и через 20 до 420 мм.
Принимаем ближайшее большее значение aw = 250 мм (получили стандартное межосевое расстояние).