6. Выбор степени точности изготовления зубчатых передач.

Нормы точности (допуски и отклонения) для конических передач регламентированы [15], который распространяется на все виды механически обработанных металлических колёс с модулями 1…56 мм и диаметрами делительной окружности до 4000 мм. Стандарт регламентирует нормы кинематической точности, плавности работы и контакта зубьев, а также боковой зазор (см. приложение 1 данной работы). Им предусмотрены 12 степеней точности, однако допуски и отклонения стандартизованы для степеней точности от 3 до 12.

Наибольшее практическое применение в редукторостроении получили конические передачи 8 и 7 степеней точности, колёса которых нарезают на станках нормальной точности без последующего зубошлифования или притирки.

Выбор требуемой степени точности производится по нижеследующей таблице в зависимости от окружной скорости на средних делительных диаметрах колёс V_m , вида зубьев и назначения передачи.

Поэтому принимаем степень точности передачи – 8 передачи пониженой точности; Необходимое значение параметра шероховатости рабочих поверхностей зубьев - R_a2,5;

Пониженной точности , работающие со скоростями до 4м/c.

Независимо от степеней точности для конических зубчатых передач стандартизованы следующие виды сопряжения колёс в порядке увеличения бокового зазора H, E, D, C, B, A. Обычно рекомендуется сопряжение “B” с нормальным боковым зазором. Для реверсивных передач, а также при наличии возможности появления крутильных колебаний валов, для всех видов передач применяют сопряжения “C”или “D” с уменьшенными боковыми зазорами.

7. Выбор вида финишной операции получения зубьев колес.

Финишной операцией будет служить чистовая обработка зубьев колёс резцовыми головками до получения шероховатости рабочих поверхностей Ra 2,5 , а переходных Ra 5.

8. Проектировочный расчет передачи редуктора.

8.1Определение ориентировочных допускаемых поверхностных контактных напряжений.

Определение допускаемых контактных напряжений, гарантирующих отсутствие усталостного контактного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев [_н]; отслаивания твёрдого упрочнённого поверхностного слоя зубьев [_н]_кр.; появления местной остаточной деформации или хрупкого поверхностного разрушения (растрескивания) зубьев [_н]_Hpmaх, для конических передач проводится (как и для цилиндрических) в соответствии с [32].

При проектировочном (по условию контактной выносливости зубьев) расчете зубчатой передачи допускаемые поверхностные контактные напряжения [_H], МПа, ориентировочно (с последующим уточнением при проверочном расчете) определяют [32, с. 57] по следующей зависимости:

Для шестерни:

(8.1)

где - базовый предел контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев, МПа, соответствующий базовому числу циклов изменения контактных напряжений;

Z_N1 – коэффициент долговечности;

S_Hmin1 – минимальный коэффициент запаса контактной выносливости зубьев.

В нашем случае имеем:

По [32, табл. 12] в зависимости от материала, термообработки и средней твердости поверхности зубьев по следующей зависимости:

, (8.2)

Тогда расчетное значение предела контактной выносливости зубьев _Hlimb1 составит

МПа

Согласно [32, табл. 11], Z_N1 определяют из условия:

циклов (8.3)

где – базовое число циклов изменения контактных напряжений, соответствующее базовому пределу контактной выносливости зубьев _{H lim b};

– эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений. В нашем случае циклов; циклов. Тогда расчетное значение коэффициента долговечности Z_N1 составит

Согласно [32, табл. 11], определяют по следующей зависимости:

циклов, (8.4)

циклов

При ступенчатой циклограмме внешних нагрузок вычисляют по зависимости

(8.5)

где с – число нагружений зуба рассматриваемого колеса передачи за один его оборот, равное числу колес, находящихся в зацеплении с этим колесом;

n₁ – 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 (задание);

Т_i – крутящий момент в i -м блоке циклограммы нагружения (задание);

Т_ном – номинальный крутящий момент;

n_i – частота вращения рассматриваемого колеса передачи при действии Т_i ;

t_i – суммарное время действия Т_i за весь расчетный срок службы колес t_p (задание). В нашем случае имеем: с=1; n₁=488.8 мин ^-1; t_p=10000 ч.; , ,; , ,. Тогда расчетное значение эквивалентного числа циклов изменения контактных напряжений при ступенчатой циклограмме внешних нагрузок составит

(8.6)

При отсутствии необходимых фактических статистических данных, согласно [32,табл. 11], можно принимать следующие минимальные коэффициенты запаса контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев S_{H min1}:

S_{H min1} = 1,1 – для зубьев с однородной структурой материала ;

В нашем случае МПа; Z_N1=0,88; S_Hmin1=1,1. Тогда расчетное значение ориентировочных допускаемых поверхностных контактных напряжений [_H] составят

МПа

Для колеса:

(8.8)

где - базовый предел контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев, МПа, соответствующий базовому числу циклов изменения контактных напряжений;

Z_N2 – коэффициент долговечности;

S_H2min – минимальный коэффициент запаса контактной выносливости зубьев.

_Hlimb2 назначают по [32, табл. 12] в зависимости от материала, термообработки и средней твердости поверхности зубьев по следующей зависимости:

, (8.9)

где - твердость рабочих поверхностей шестерни. Тогда расчетное значение предела контактной выносливости зубьев _Hlimb1 составит

МПа

Согласно [32, табл. 11], Z_N2 определяют из условия:

(8.10)

где – базовое число циклов изменения контактных напряжений, соответствующее базовому пределу контактной выносливости зубьев _{H lim b};

– эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений. В нашем случае циклов; циклов. Тогда расчетное значение коэффициента долговечности Z_N2 составит

Базовое число циклов изменения контактных напряжений, согласно [32, табл. 11], определяют по следующей зависимости:

циклов, (8.11)

где _HB – средняя твердость (по Бринелю или Роквеллу) рабочих поверхностей зубьев. В нашем случае МПа. Тогда расчетное значение базового числа циклов изменения контактных напряжений составит

циклов

Эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений при ступенчатой циклограмме внешних нагрузок вычисляют по зависимости

(8.12)

где с – число нагружений зуба рассматриваемого колеса передачи за один его оборот, равное числу колес, находящихся в зацеплении с этим колесом;

n₂ – 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 (задание);

Т_i – крутящий момент в i -м блоке циклограммы нагружения (задание);

Т_ном – номинальный крутящий момент;

n_i – частота вращения рассматриваемого колеса передачи при действии Т_i ;

t_i – суммарное время действия Т_i за весь расчетный срок службы колес t_p (задание). В нашем случае имеем: с=1; n₂=188 мин ^-1; t_p=10000 ч.

Тогда расчетное значение эквивалентного числа циклов изменения контактных напряжений при ступенчатой циклограмме внешних нагрузок составит

При отсутствии необходимых фактических статистических данных, согласно [32, табл. 11], можно принимать следующие минимальные коэффициенты запаса S_{H min1} контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев:

S_{H min2} = 1,1 – для зубьев с однородной структурой материала ;

В нашем случае МПа; Z_N2=0,91; S_H2min=1,1. Тогда расчетное значение ориентировочных допускаемых поверхностных контактных напряжений [_H] составят

, МПа

Для прирабатывающихся колес с круговыми зубьями имеем

(8.15)

где МПа минимальный из расчетных ориентировочных допускаемых контактных напряжений;

- ориентировочное допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни МПа, (стр.18);

- ориентировочное допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса МПа, (стр.20). В нашем случае имеем: МПа; МПа; МПа. Тогда расчетное значение ориентировочных допускаемых напряжений составит

Поэтому принимаем МПа.