6. Выбор способа получения заготовок для зубчатых колес и валов редуктора

В среднесерийном производстве для получения заготовок валов и колес используется только штамповка.

Метод нарезания колес: огибан ие.

Инструмент для нарезания колес: червячная фреза.

Точьность 7..8, Шероховатость поверхности Ra1,6.

Конечная отделка зубьев не требуется.

7. Выбор вида финишной операции получения зубьев колес

Так как для материала применяется термообработка – улучшение, то не требуется финишной операции. Производится нарезание зубьев червячной фрезой до достижения 8-ой степени точности и шероховатости нешлифованной поверхности зубьев .

8. Проектировочный расчет передачи по условию контактной выносливости зубьев колес

Усталостное контактное выкрашивание (питтинг) рабочих поверхностей зубьев – наиболее характерный и опасный вид повреждений для колес закрытых зубчатых передач, имеющих поверхностную твердость зубьев не более 50 НRC и работающих при наличии в их зацеплении интенсивной жидкой смазки.

Этот вид прочностных расчетов проводят для передач, работающих в герметично закрытых корпусах с обильной смазкой, имеющих колеса с твердостью зубьев не выше 45...50 HRC.

Ориентировочное значение межосевого расстояния вычисляют по формуле

где К_a – вспомогательный коэффициент, МПа^1/3.Согласно ГОСТ 21354-87 для косозубых передач МПа^1/3;

U – передаточное число рассчитываемой ступени редуктора: ;

Т_{2 ном} – номинальный крутящий момент на колесе рассчитываемой передачи, Нм: Нм;

К_H' – ориентировочное значение коэффициента концентрации контактных напряжений по площади контакта зубьев взаимодействующих колес, определяется по графикам из [3, с. 36]: К_H'=1.02;

, коэффициент относит ельной ширины зубьев колес, величину которого регламентирует ГОСТ 2185 – 66:

где b_w – рабочая ширина зубчатых венцов колес;

a_w – межосевое расстояние передачи;

_HР – расчетное значение допускаемых контактных напряжений, МПа.

Для прирабатывающихся косозубой передачи расчетное допускаемое контактное напряжение _HP определяют из условия:

,

где

При проектировочном (по условию контактной выносливости зубьев) расчете зубчатой передачи допускаемые поверхностные контактные напряжения [_H], МПа, ориентировочно (с последующим уточнением при проверочном расчете) определяют (с. 57 ГОСТ 21354 – 87) по следующей зависимости:

где _{H lim b} – базовый предел контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев, МПа, соответствующий базовому числу циклов изменения контактных напряжений. Предел контактной выносливости зубьев _{H lim b} назначают по табл. 12 ГОСТ 21354 – 87 в зависимости от материала, термообработки и средней твердости поверхности зубьев.

Для шестерни: ,

где – средняя твердость рабочих поверхностей зубьев по Роквеллу: .

.

Для колеса: ,

где – средняя твердость рабочих поверхностей зубьев по Бринелю: .

.

S_{H min} – минимальный коэффициент запаса контактной выносливости зубьев. Его устанавливают с учетом степени достоверности исходных данных, заданной вероятности неразрушения и степени опасности последствий возможных повреждений. При отсутствии необходимых фактических статистических данных, согласно п. 2 табл. 11 ГОСТ 21354 – 87, можно принимать следующий минимальный коэффициент запаса контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев с однородной структурой материала: ; с неоднородной (шестерня)

Z_N – коэффициент долговечности, согласно п. 3 табл. 11 ГОСТ 21354 – 87, определяют из условия

но не более 2.6 – при однородной структуре материала зуба и 1,8 при его поверхностном упрочнение.

Здесь – базовое число циклов изменения контактных напряжений, соответствующее базовому пределу контактной выносливости зубьев .

Базовое число циклов изменен ия контактных напряжений, согласно табл. 11 ГОСТ 21354 – 87, определяют по следующей зависимости:

циклов,

циклов.

циклов.

– эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений.

При курсовом проектировании деталей машин обычно назначают асинхронные электродвигатели, у которых частота вращения ротора практически не зависит от нагрузки. В этом случае можно принимать n_i = n = const, а эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений определять по следующей упрощенной зависимости:

.

n – 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.

Для шестерни: циклов.

Для колеса: циклов.

Получаем:

для шестерни:

для колеса:

Тогда расчетные напряжения для шестерни и колеса соответственно равны:

Отсюда . {525 554}

Таким образом: .

Определяем межосевое расстояние:

Тогда согласно ГОСТ 2185-66 принимаем межосевое расстояние равным: .

Рабочая ширина зубчатого венца колеса:

.

Рабочая ширина зубчатого венца шестерни:

.

Согласно ряду ГОСТ 6636-69 принимаем: ;

Назначаем величину нормального модуля зубьев колес по рекомендуемым [5, c. 156] соотношениям:

Согласно ГОСТ 9563-80 принимаем .

Определим число зубьев шестерни:

где y – коэффициент воспринимаемого смещения. Так как передача косозубая, то

 – угол наклона зубьев, принимаемый в первом приближении для косозубых передач 10...12: .

.

Определяем число зубьев колеса: .

Определяем фактическое передаточное число :

Определяем отклонение фактического передаточного числа от стандартного значения:

Отклонения нет, поэтому нет необходимости изменять параметры.

Уточняем значение делительного угла наклона зубьев:

.

Найденное значение угла  должно лежать в рекомендуемом [5, c. 155, 156] пределе 8...20.