3.2 Выбор материалов зубчатых колес. Определение доПусТимых напряжений

Шестерня, зубья которой испытывают за одинаковое время работы большее число циклов нагружений, чем зубья колеса, находится в отношении выносливости в менее выгодных условиях. Поэтому необходимо, чтобы материал шестерни имел более высокие механические характеристики, чем материал колеса. В связи с этим для материала шестерни выбираем легированную конструкционную сталь.

Выбор материала для изготовления зубчатой передачи, их термической обработки и механические характеристики материалов представлены в таблице 1.

Таблица 2

Материалы для проектируемой зубчатой передачи и механические свойства сталей

Наименование	шестерня	колесо
Марка стали	Сталь 40Х ГОСТ 4543-71	Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Термическая обработка	улучшение	Улучшение
Интервал твердости, НВ	269…302	235…262
Предел прочности, МПа	900	780
Предел текучести, МПа	750	540

Пределы контактной выносливости материала шестерни и колеса зависят от средней твердости зубьев шестерни и колеса:

Вычисляют пределы контактной прочности зубчатых колес при их улучшении и твердости в интервале НВ 180-350 по рекомендациям

Коэффициент безопасности .

Коэффициенты долговечности для длительно работающего привода принимают равными единице, т.е. и

Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса составляют:

При упрочнении зубчатых колес улучшением проектный расчет проводят по меньшему из двух допускаемых напряжений:

.

Максимально допускаемые контактные напряжения при кратковременных перегрузках.

Максимально допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба вычисляют по рекомендациям

Таким образом, выбраны материалы зубчатых колес и определены допускаемые напряжения для проектного и проверочного расчета зубчатых передач.

3.3 Расчет закрытой прямозубой цилиндрической

ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные принимаются по результатам предыдущих расчетов:

- номинальный вращающий момент на ведомом валу проектируемой цилиндрической передачи:

- номинальная частота вращения ведущего вала передачи

- передаточное отношение цилиндрической передачи

- коэффициент пиковой нагрузки

- допускаемые контактные напряжения при переменном режиме нагружения:

- допускаемые напряжения изгиба при переменном режиме нагружения шестерни и колеса: и

- допускаемые максимальные контактные напряжения:

- допускаемые максимальные напряжения изгиба:

- коэффициенты долговечности: и

Расчет межосевого расстояния передачи и ширины зубчатых колес

Предварительное значение межосевого расстояния из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев рассчитываем по формуле:

где T₂ – вращающий момент на валу колеса

коэффициент ширины колеса, который выбирают по таблице 3.3. при симметричном расположении относительно опор:.

Тогда предварительное межосевое расстояние примет значение:

Рассчитанную величину округляем до ближайшего значения по единому ряду, т.е. принимаем

Предварительная ширина зубчатых колес и шестерни соответствует произведению:

Полученные расчетные значения округляем по единому ряду главных параметров редуктора:

При твердости зубьев НВ 350 нормальный модуль зацепления выбирают из стандартного ряда в рекомендованном интервале:

.

Принимаем нормальный модуль зацепления прямозубой цилиндрической передачи .

Предварительное суммарное число зубьев для прямозубых цилиндрических колес вычисляют по отношению:

.

Предварительное значение числа зубьев шестерни находят из отношения:

.

Принимаем: .

Число зубьев колеса:

.

Фактическое передаточное число соответствует:

.

Отклонение фактического передаточного числа составляет

.

Условия прочности по контактным напряжениям при переменном режиме нагружения имеет вид

,

где K_HV2 – коэффициент динамичности нагрузки при расчете по контактным напряжениям. Он зависит от окружной скорости вращения колес , рассчитываемой по зависимости

Этой скорости соответствует 8-я степень точности.

Тогда при скорости 3,1 м/с, 8-й степени точности и твердости зубьев выбираем.

Действительное контактное напряжение равно

т.е. условие поверхностной прочности зубьев при переменном режиме нагружения выполняется.

Разница между расчетными и допускаемыми напряжениями определяют по зависимости

- допускается.

Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках имеет вид

Поскольку расчетное максимальное напряжение меньше допускаемого, то условие статической контактной прочности при кратковременных перегрузках выполняется.

Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи проведен только по контактным напряжениям, так как большая статистика расчетов этих передач при средних режимах нагружения и длительном режиме эксплуатации показывает, что при обеспечении контактной прочности изгибная прочность выполняется.

Основные геометрические размеры шестерни и колеса.

Делительные диаметры шестерни и колеса составляют

Делительные диаметры должны удовлетворять условию

.

Диаметры окружности вершин зубьев шестерни и колеса вычисляют по зависимости:

Рассчитывают диаметры окружности впадин зубьев:

Окружное усилие составляет

Радиальную силу рассчитывают по зависимости

Нормальная сила составляет

Таким образом, определены основные параметры цилиндрической прямозубой передачи, рассчитаны геометрические размеры шестерни и колеса, вычислены усилия в зацеплении.

Рис. 5 Зубчатое колесо