Проектировочный расчет зубчатых передач редуктора

Зубчатые передачи обеих ступеней закрытые. Основной характер разрушения - усталостное выкрашивание активных поверхностей зубьев под действием контактных напряжений. Проектировочный расчет следует начинать с определения межосевого расстояния из условия сопротивления контактной усталости.

1.3.1 Материал и термообработка зубчатых колес

В целях унификации [2, с.4] материалов для зубчатых колес обеих ступеней с учетом мелкосерийного производства принимаем сталь 40Х

ГОСТ 4543-71.

Быстроходная ступень (Б.ст.) редуктора - цилиндрическая косозубая; тихоходная (Т.ст.) - цилиндрическая косозубая. Выпуск мелкосерийный, жесткие требования к габаритам и массе отсутствуют. По рекомендациям

[2, с.3, п. 1.1.4], назначаем термообработку зубьев:

- шестерен z₁ - поверхностную закалку ТВЧ (ТВЧ1);

- колес z₂- улучшение (У2).

Механические свойства стали 40Х после термообработки [2, с.5] с предположением, что D < 125 мм и S < 80 мм, даны в таблице 1.5.

Таблица 1.5- Механические свойства z₁ и z₂ из стали 40Х

1.3.2 Режим работы передачи и число циклов перемены напряжений

Коэффициенты приведения заданного переменного режима (рисунок 2 ТЗ) к эквивалентному постоянному [2, с. 8]:

, (1.7)

где m - показатель степени отношения моментов: ; ,

q - показатель степени кривой усталости: и тогда .

При расчете по контактным напряжениям :

; (1,0³·0,5)+(0,5³·0,1)+(0,35³·0,2)+(0,25³·0,1)+(0,1³·0,1) = 0,52

при расчете по напряжениям изгиба :

; (1,0⁶·0,5)+(0,5⁶·0,1)+(0,35⁶·0,2)+(0,25⁶·0,1)+(0,1⁶·0,1) = 0,50

Судя по величинам и заданный режим работы наиболее приближается [2, с.8, таблица 2.1 ] к типовому тяжелому.

Требуемая долговечность передачи в часах [2, с.8]:

L_h = 365·24 k_гk_сh = 365·24·0,4·0,4·5 = 7008ч,

где k_г=0,4 - коэффициент годового использования;

k_с = 0,4- коэффициент суточного использования;

h = 5 лет - срок службы передачи в годах.

Суммарное число циклов перемены напряжений за весь срок службы [2,с.8]: ,

где n - частота вращения зубчатого колеса, мин ^-1;

с - число зацеплений зуба за один оборот зубчатого колеса: [2, с.9] c =1.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений [2, с.8]:

Базовое число циклов перемены напряжений [2, с.9]:

-по контактным напряжениям ,

где -средняя твердость поверхности зубьев по Бринеллю;

- по изгибным напряжениям: .

Результаты расчета , , , представлены в таблице 1.6.

Таблица 1.6 - Число циклов перемены напряжений в зубьях

1.3.3 Допускаемые контактные напряжения на сопротивление

усталости

Расчетное допускаемое контактное напряжение [2, с. 10], МПа:

, (1.8)

где А = 1,25 - для цилиндрической передачи (Т.ст.) и А = 1,25 - для цилиндрической передачи (Б.ст.);

- допускаемые напряжения в прямых зубьях, МПа;

- наименьшее из двух значений и .

Согласно [2, с.9]

, (1.9)

где - базовый предел контактной выносливости зубьев, МПа, [2, с.9]:

- для шестерен z₁ (закалка ТВЧ)

= 1008 МПа;

-для колес z₂ (улучшение)

= 640 МПа;

- коэффициент долговечности [2, с. 10] в зависимости от отношения

;

- коэффициент запаса прочности [2, с.10]:

для z₁ = 1,2; для z₂ = 1,1;

произведение = 0,9.

Расчеты по формулам (1.8), (1.9) представлены в таблице 1.7.

Таблица 1.7- Допускаемые контактные напряжения

1.3.4 Коэффициенты расчетной нагрузки при расчете по контактным напряжениям

По ГОСТ 21354-87 [2, с. 12]:

, (1.10)

где - коэффициент, учитывающий влияние внешней динамической нагрузки;

= 1;

- коэффициент внутренней динамической нагрузки в зацеплении;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий вследствие деформаций:

-для цилиндрической передачи [2, с. 14]

(1.12)

где - начальное (до приработки) значение коэффициента [2, с. 16];

- коэффициент, учитывающий влияние приработки зубьев [2, с. 16];

- коэффициент, учитывающий влияние погрешности изготовления на распределение нагрузки между зубьями:

-для цилиндрической косозубой передачи [2, с.17]

(1.13)

где - начальное значение до приработки зубьев: при < 350 НВ

[2, с. 17]

, (1.14)

- для прямозубых передач:

K_Ha ⁰ = 1 + 0,06 (n _ст – 5) £ 1,25

где - число степени точности передачи по нормам плавности.

В таблице 1.8 приведены величины коэффициентов рабочей ширины зубчатых венцов , , по рекомендациям [2, с. 13,14].

Таблица 1.8 - Коэффициенты , ,

Расчет коэффициентов, входящих в формулу (1.10) выполнен в таблице 1.9.

Таблица 1.9 - Коэффициенты расчетной нагрузки

1.3.5 Расчет тихоходной цилиндрической передачи

1.3.5.1 Межосевое расстояние прямозубой цилиндрической передачи с внутренним зацеплением из условия сопротивления контактной усталости активных поверхностей зубьев:

(1.15)

= 103,24 мм

По заданию выпуск мелкосерийный - передача нестандартная;

принимаем - 105 мм.

1.3.5.2 Допускаемое напряжение на изгиб в зубьях шестерни [2, с.10]:

, (1.6)

где - базовый предел изгибной выносливости зубьев [2, с.11].

Предполагая мм и при этом сквозную закалку зубьев, будем иметь

= 550 МПа;

- коэффициент долговечности при изгибе. Так как , то = 1,0

= 220 МПа.

Таблица 1.10 - Параметры быстроходной и тихоходной ступени редуктора

Дата добавления: 2015-08-31; Просмотров: 680; Нарушение авторских прав?; Мы поможем в написании вашей работы!