Цилиндрической передачи

⇐ ПредыдущаяСтр 2 из 16Следующая ⇒

Исходные данные для расчета:

а) частота вращения шестерни n₁=730 об/мин;

б) частота вращения колеса n₂ = 91 об/мин;

в) передаточное число ступени U_ц.п. = 8;

г) вращающий момент на валу колеса Т₂ = 502 Н • м.

д) расчетный срок службы (ресурс работы) L_h=12000 ч;

Проектный расчет

1.Выбор варианта термообработки зубчатых колес.

Принимаем вариант термообработки (т.о.) I (см. табл. 1П.6 приложения 1П): т.о. шестерни - улучшение, твердость поверхности 269...302 НВ; т.о. колеса - улучшение, твердость поверхности 235...262 НВ; марки сталей одинаковы для шестерни и колеса: 40Х;

2.Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости. Средняя твердость H поверхности зубьев:

НВ;

Предел контактной выносливости поверхности зубьев σ_H _lim, соответствующий базовому числу циклов напряжений (см. табл. 1П.9 приложения 1П) для т.о. улучшение:

МПа;

Расчетный коэффициент S_Н (табл. 1П.9 приложения 1П) для т.о. улучшение:

S_Н1= S_Н2=1,1.

Базовое число циклов напряжений N_Н_lim:

(2.14)

;

Эквивалентное число циклов напряжений N_Н_E за расчетный срок службы передачи L_h=12000 часов:

(2.15)

;

где с₁, и с₂ -число зацеплений за один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса; с₁=1; с₂ =1; µ_H=0,59- согласно графика нагружения.

Определяем коэффициенты долговечности Z_N₁и Z_N₂. Так как N_Н_E₁>N_Н_lim₁, тогда

(2.16)

Так как N_Н_E₂>N_Н_lim₂, тогда

Предварительная величина допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на сопротивление контактной усталости:

(2.17)

МПа;

В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения [σ_н] при расчете прямозубой цилиндрической передачи на контактную усталость принимается минимальное напряжение из [σ_н]₁ и [σ_н]_2.

3. Определение межосевого расстоянии. По табл. 1П.11 приложения 1П выберем коэффициент ψ_ba. В данной таблице в зависимости от расположения зубчатых колес относительно опор и твердости рабочих поверхностей зубьев указывается диапазон рекомендуемых значений ψ_ba. В указанном диапазоне ψ_ba рекомендуется принимать из ряда стандартных чисел: 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4 и 0,5. Данных рекомендаций допускается не придерживаться при проектировании нестандартных редукторов.

В нашем примере шестерня рассчитываемой ступени расположена симметрично относительно опор, а колесо - симметрично (см. схему привода). По табл. 1П.11 приложения 1П при HB₁<350 и HB₂<350 принимаем из диапазона ψ_ba = 0,3...0,5 расчетное значение ψ_ba =0,5 и значение ψ_bdmax=1,4.

Тогда коэффициент ψ_ba (предварительно):

По табл. 1П.12 приложения 1П при НВ₁<350 и НВ2 <350 для кривой IV (редуктор соосный) принимаем коэффициент К_Hβ = 1.

Приняв для прямозубой цилиндрической передачи вспомогательный коэффициент К_α= 495, определим предварительно межосевое расстояние а'_w:

(2.18)

мм.

По табл. 1П. 13 приложения 1П принимаем ближайшее стандартное значение а_w = 180 мм.

4. Определение модуля передачи.

мм

По табл. 1П.14 приложения 1П для полученного диапазона модулей пользуемся стандартными значениями 1-го ряда, примем m =2 мм.

5. Определение чисел зубьев шестерни и колеса.

Число зубьев шестерни

принимаем Z₁=20.

Число зубьев колеса

6. Определение фактического передаточного числа ступени.

(2.20)

Отклонение U_ф от U:

7. Определение основных размеров шестерни и колеса. Диаметры делительные:

мм;

мм.

Проверка:

мм.

Примем коэффициент высоты головки зуба h_a* = 1 и коэффициент радиального зазора с*= 0,25. Тогда, диаметры окружностей вершин d_a и впадин d_f зубьев при высотной модификации:

мм;

мм.

Ширина венца колеса

мм, см. п. 5.

Ширина венца шестерни

мм.

Проверочный расчет

8. Проверка пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала

для их изготовления. Диаметр заготовки шестерни

мм.

Условие пригодности заготовки шестерни

Где D_пред -см. табл.1П.7 приложения 1П. Для стали 40Х при т.о. улучшение для твердости поверхности 235...262 НВ D_пред=200 мм. Таким образом, для изготовления шестерни принимаем сталь 40Х. Выберем материал для изготовления колеса. Для этого определим толщину заготовки диска колеса С_заг и толщину заготовки обода S_заг:

мм;

мм.

Наибольшую из величин С_заг и S_загсравниваем для той же марки стали, что и для шестерни (т.е. 40Х) по табл. 1П.7 приложения 1П при т.о. улучшение для твердости поверхности 235...262 НВ с S_пред =125 мм. Условие С_заг =56< S_пред =125 мм выполняется. Таким образом, для изготовления колеса также подходит сталь 40Х

9. Определение степени точности передачи. Окружная скорость υ (м/с)

шестерни или колеса в полюсе зацепления одинакова и может быть определена:

(2.22)

м/с.

По табл. 1П.15 приложения 1П, исходя из υ =1.5 м/с для прямозубых цилиндрических передач выбираем 9-ю степень точности, при которой допускается окружная скорость зубчатых колес до 8 м/с.

10. Уточнение допускаемого контактного напряжения при проверочном расчете на сопротивление контактной усталости. На основании рекомендаций, изложенных в п. 2.1, принимаем параметр шероховатости Rа = 3,2 мкм и коэффициент Z_R =0,9. Коэффициент Z_V =1, т.к. υ<5 м/с.

Тогда по формуле:

(2.23)

МПа;

Таким образом, уточненные величины [σ_н]₁ и [σ_н]₂ остались такими же, как и при предварительном расчете ввиду того, что произведение Z_R Z_V оказалось равным 0,9.

Следовательно, уточненная величина расчетного допускаемого контактного напряжения [σ_н] будет такой же, как и при предварительном расчете, т.е. [σ_н]=450 МПа (см. п. 2).

11. Определение сил, действующих в косозубом зацеплении. Окружная сила F_t на делительном цилиндре

(2.24)

При этом для шестерни и колеса:

Н.

Радиальная сила F_r:

(2.25)

Н.

12.Определение коэффициента нагрузки К_н. При расчете на сопротивление контактной усталости

Коэффициент К_На = 1 -для прямозубых передач.

Коэффициент K_H_β уточняем по той же кривой IV при HB₁<350 и HB₂<350 (см. табл. 1П.12 приложения 1П), что и при предварительном расчете в п.3, в зависимости от уточненной в п.7 величины ψ_bd=0,98. При этом коэффициент K_нβ практически не изменился: K_H_β=1,05.

По табл. 1П.17 приложения 1П коэффициент δ_Н=0,06 при HB₁<350 и HB₂<350.

По табл. 1П.18 приложения 1П коэффициент g₀= 7,3 (при m=2 мм и 9-й степени точности).

Тогда динамическая добавка

(2.26)

Коэффициент K_HV:

Окончательно

13. Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости. Для стальных зубчатых колес коэффициент Z_H, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубьев: Z_Е =190 МПа^1/2.

Коэффициент торцового перекрытия зубьев для прямозубой передачи приближенно можно определить по формуле

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для косозубой передачи, так как , то: .

Расчетное значение контактного напряжения

МПа

Сопротивление контактной усталости обеспечивается, так как выполняется условие: σ_н=395 МПа < [σ_н]=450 МПа.

14. Определение допускаемого напряжения изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе. По табл. 1П.9 приложения 1П принимаем:

а) для шестерни (т. о. улучшение + закалка ТВЧ), при m=3 мм.

МПа; ;

б) для колеса (т. о. улучшение)

МПа, (см. п.2),

Принимаем величины q_F, Y_Nmax:

а) для шестерни q_F = 9; Y_Nma_х=2,5 при H1>350 МПа;

б) для колеса q_F = 6; Y_Nma_х=4 при H1<350 МПа;

Эквивалентное число циклов напряжений N_FE за расчетный срок службы L_h =12*10³ часов, где с, и с₂ - см. п. 2.:

;

На основании рекомендаций, изложенных в п. 2.1,определяем коэффициенты долговечности Y_N₁ и Y_N₂.

Для шестерни при N_FE> N_Flim₁ принимается Y_N₁ =1.

Для колеса при при N_FE> N_Flim₁ принимается Y_N₁ =1.

Тогда допускаемое напряжение изгиба:

МПа;

МПа.

15. Определение коэффициента нагрузки К_F. Коэффициент нагрузки при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе:

(2.27)

Коэффициент К_F_а = 1 -для прямозубых передач.

Коэффициент K_F_β принимаем по табл. 1П.12 приложения 1П при HB₁<350 и HB₂<350 при ψ_bd=0,98 (кривая V): K_F_β=1,1.

Коэффициент δ_F,учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев: δ_F =0,16.

Коэффициент g₀= 7,3- см. п.12.

Тогда динамическая добавка

Коэффициент K_HV:

Окончательно

16 Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

Коэффициент Y_FS, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:

;

Тогда расчетное напряжение изгиба σ_F:

МПа;

МПа.

Сопротивление усталости при изгибе обеспечивается, так как выполняются условия:

Отмечаем, что для данного варианта термообработки основным критерием работоспособности передачи является сопротивление контактной усталости, а не усталости при изгибе.

17. Проверочный расчет передачи на контактную прочность при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке). Цель данного расчета - проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке), не учтенной при расчете на сопротивление контактной усталости. По табл. 1П.9 приложения 1П предельно допускаемое контактное напряжение :

МПа;

где - - максимальное контактное напряжение, - кратковременная перегрузка.

Определяем для шестерни и колеса согласно таблице 1П.9 приложения 1П.:

а) для шестерни: МПа.

б) для колеса МПа.

В качестве расчётной принимаем наименьшую величину МПа.

Тогда для рассчитываемой ступени:

МПа.

18. Проверочный расчет передачи при изгибе пиковой нагрузкой (при кратковременной перегрузке). Цель данного расчета - проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке), не учтенной при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.