3 Расчет зубчатых колес
3.1 Выбор материала и способов упрочнения зубьев колес
Для зубчатых колес проектируемого редуктора в связи с большим значением вращающего момента Т2Т = 867,34 Н·м и с целью уменьшения габаритов редуктора принимается низколегированная сталь марки 35ХМ (одинаковый для всех колес), в качестве технологического упрочнения активной поверхности зубьев применяется улучшение и закалку ТВЧ [2]. При этом материал будет иметь следующие механические характеристики [1]:
твердость сердцевины шестерни и колеса: 269…302 HB, твердость поверхности зубьев шестерни и колеса: 48…53 HRC.
Н1 = Н2 = 0,5
(48+53) HRC = 50,5 HRC = 490 НВ. (3.1)
3.2 Допускаемые контактные напряжения
Расчет допускаемых контактных напряжений при проектировочном расчете ведется по формуле:
(3.2)
Наименование параметров уравнения (3.2) и рекомендации по определению их значений:
a) уHlim предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений:
. (3.3)
б) SH - минимальный коэффициент запаса прочности;
SH1 = SH2 = 1,2 (для зубчатых колес с поверхностным упрочнением)
в) ZN – коэффициент долговечности:
, (3.4)
где NHlim - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, определяется по средней твердости поверхностей зубьев:
(3.5)
Средняя твердость поверхности зубьев 51 НRС.
(3.6)
Эквивалентное число циклов перемены напряжений NHE при ступенчатой циклограмме нагружения (Рисунок 1.2) определяется по формуле :
(3.3) (3.7)
Для шестерни тихоходной передачи:
.
Для колеса тихоходной передачи:
;
Для шестерни быстроходной передачи:
.
Для колеса быстроходной передачи:
.
Находится коэффициент долговечности по формуле (3.4):
Для шестерни тихоходной передачи:
Для колеса тихоходной передачи:
Для шестерни быстроходной передачи:
.
Т. к. значение NN1Б > NHlim , то принимаем его равным 1.
Для колеса быстроходной передачи:
Из (3.2) находим допускаемые контактные напряжения.
Для шестерни тихоходной передачи:
Для колеса тихоходной передачи:
Для шестерни быстроходной передачи:
Для колеса быстроходной передачи:
За допускаемое контактное напряжение принимается меньшее из значений:
3.3 Допускаемые изгибные напряжения
Допускаемые напряжения изгиба для шестерен и колес при проектировочном расчете определяются по формуле:
(3.8)
Наименование параметров уравнения (3.8) и определение их значений:
а) предел выносливости зубьев при изгибе уF lim b1 = уF lim b2 = 600МПа;
б) SF - коэффициент запаса прочности; SF1 = SF2 = 1,75 для зубчатых колес с поверхностным упрочнением;
в) коэффициент долговечности YN определяют по формуле:
(3.9)
Где NFlim1 = NFlim2 = 4·10 6 - базовое число циклов напряжений;
NFE - эквивалентное число циклов напряжений.
При ступенчатой циклограмме нагружения (рис.1.2):
(3.10)
Учитывая циклограмму нагружения (Рисунок 2) и принимая qF =9 [1], по формуле (3.10) находится эквивалентное число циклов напряжений:
Для шестерни тихоходной передачи:
.
Для колеса тихоходной передачи:
.
Для шестерни быстроходной передачи:
.
Для колеса быстроходной передачи:
.
При условии 
принимается YN =1.
По формуле (3.8) находится допускаемое напряжение изгиба:
;
.
3.4 Проектировочный расчет тихоходной передачи
С целью получения оптимальных размеров передачи целесообразно прежде всего, определить межосевое расстояние awТ и модуль mТ.
3.4.1 Определение межосевого расстояния
Значение межосевого расстояния:
, (3.11)
где Ka = 495 - для прямозубых колес; шba = 0,4 - коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния [1]; [уH]Т = 877,358 МПа; KHB - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца.
Коэффициент ширины венца относительно межосевого расстояния:
(3.12)
Коэффициент ширины венца относительно начального диаметра шестерни:
. (3.13)
KHв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатых колес. Принимается [2] 
.
По формуле (3.11) определяется межосевое расстояние:
Вычисленное значение межосевого расстояния округляется до ряда размеров Ra40 по ГОСТ6636-69. Исходя из этого принимается aWT = 150 мм.
3.4.2 Назначение модуля передачи
Максимально допустимый модуль mmaxT, мм определяется из условия неподрезания зубьев у основания:
(3.14)
Минимально допустимый модуль mminT, мм определяется из условия прочности:
(3.15)
где Km = 5,6·10 3 для прямозубых передач;
[уF]Т = 342,857 МПа;
T2Т = 867,34 H·м;
bW - рабочая ширина зубчатого колеса, которая рассчитывается по формуле:
(3.16)
Минимально допустимый модуль определим по формуле (3.15):
Из полученного диапазона (mmin ··· mmax) модулей принимается стандартное значение m [1] .
m = 2,5 мм.
3.4.3 Определение числа зубьев шестерни и колеса
Суммарное число зубьев:
(3.17)
Число зубьев шестерни:
(3.18)
Округляется значение в ближайшую сторону до целого и принимается z1T=25.
Число зубьев колеса:
. (3.19)
3.4.4 Уточнение передаточного числа
Фактическое передаточное число:
(3.20)
Отклонение фактического передаточного числа от номинального не должно превышать 3 %, т. е.:
(3.21)
3.4.5 Определение основных геометрических размеров шестерни и колеса
Межосевое расстояние:
. (3.21)
Делительные и начальные диаметры рассчитываются по формуле:
Для шестерни:
. (3.22)
|
Из за большого объема этот материал размещен на нескольких страницах:
1 2 3 4 5 6 |
