Проектирование и расчет редуктора.

2.2 Выбор материала. Определение допускаемых напряжений.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ₁ назначается больше твердости колеса НВ₂. Разность твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твердости материала не более 350 НВ в передачах с прямыми и непрямыми зубьями составляет НВ_1ср – НВ_2ср=20…50.

Для шестерни выбираем сталь 45 с термической обработкой улучшением до твердости 269…302 НВ.

Средняя твердость НВ₁ = 0,5*(302+269)=285,5

Предел прочности ;[2, стр. 53]

Предел текучести ;[2, стр. 53]

Предел выносливости ;[2, стр. 53]

Для колеса выбираем сталь 45 с термической обработкой улучшением до твердости 235…262 НВ

Средняя твердость НВ₂ = 0,5*(235+262)=248,5 НВ

Предел прочности ;[2, стр. 53]

Предел текучести ;[2, стр. 53]

Предел выносливости ;[2, стр. 53]

Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни, Н/мм².

Допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений N_НО:

(44)

Число циклов перемены напряжений N_НО определяем в зависимости от средней твердости зубьев шестерни НВ₁: N_НО1=25 млн. циклов [2, таб. 3.3, стр. 55]

Число циклов перемены напряжений за весь срок службы редуктора:

; (45)

где L_h - ресурс работы редуктора, час.

(п. 2.2)

Принимаем L_h = 36000 часов.

Отсюда,

Коэффициент долговечности для зубьев шестерни

(46)

т.к. [2,стр. 55]

Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни, Н/мм²:

; (47)

Допускаемые контактные напряжения для зубьев колеса, Н/мм².

Допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений N_НО:

Число циклов перемены напряжений N_НО определяем в зависимости от средней твердости зубь ев шестерни НВ₂:N_НО2=16,5 млн. циклов [2, таб. 3.3, стр. 55]

Число циклов перемены напряжений за весь срок службы редуктора:

;

(п. 2.2)

Коэффициент долговечности для зубьев шестерни

, т.к. [2,стр. 55]

Допускаемые контактные напряжения для зубьев колеса, Н/мм²:

;

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни, Н/мм².

Допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений N_НО:

Коэффициент долговечности для зубьев шестерни

Число циклов перемены напряжений:

N_FO1 = 4*10⁶ циклов для всех сталей [2, стр. 56]

, т.к. [2,стр. 56]

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни, Н/мм².

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев колеса, Н/мм².

Допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений N_НО:

Коэффициент долговечности для зубьев шестерни

, т.к. [2, стр. 56]

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев колеса, Н/мм².

4.1.2 Проектный расчет цилиндрической косозубой передачи.

Определяем межосевое расстояние, мм:

(48)

где К _а – вспомогательный коэффициент.

К _а = 43 – для косозубых передач, [2, стр. 61]

Ψ_а = 0,28…0,36 – коэффициент ширины венца колеса; [2, стр. 61]

u=u_ред = 4,0(п.2.2)

Т₂=307 Н*м (п. 2.2)

[σ]_H2 – допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, Н/мм²

[σ]_H2 = 514,3 Н/мм² (п. 4.1)

К_Нβ =1 коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, [2, стр. 61]

Полученное значение межосевого расстояния округляем до стандартного значения по ГОСТ 2185-66: А_W =140мм. [2, стр. 326, ряд Ra20].

Определяем делительный диаметр колеса, мм:

(49)

Определяем ширину венца колеса, мм:

b₂ = Ψ_а* А_W =0,3*140=42 мм (50)

Определяем модуль зацепления, мм:

(51)

где Т₂ =307 Н*м (п. 2.2)

К_m = 5,8 - вспомогательный коэффициент для косозубых передач [2, стр. 61]

[σ]_F2 =255,95 Н/*мм²(п. 4.1)

Полученное значение модуля округляем в большую сторону до стандартного по ГОСТ 9563-60. Принимаем m = 1,5 мм. [2, стр. 62]

Определяем угол наклона зубьев для косозубых и шевронных передач, град.:

(52)

где b₂ =42 мм;

m =1,5 мм.

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

(53)

Уточняем действительную величину наклона зубьев, град:

(54)

Определяем число зубьев шестерни:

(55)

Определяем число зубьев колеса:

(56)

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного:

(57)

(58)

Определяем фактическое межосевое расстояние:

(59)

Основные геометрические параметры передачи, мм:

- делительный диаметр шестерни, мм:

(60)

- делительный диаметр колеса, мм:

- диаметр вершин шестерни, мм:

(61)

- диаметр вершин колеса, мм:

- диаметр впадин шестерни, мм:

(62)

- диаметр впадин колеса, мм:

Ширина венца колеса, мм: b₂ =42 мм

Ширина венца шестерни, мм:

(63)

4.1.3 Проверочный расчет цилиндрической косозубой передачи

Проверяем межосевое расстояние, мм:

(64)

Определяем окружную силу в зацеплении, Н:

(65)

Определяем степень точности передачи в зависимости от окружной скорости колес, м/с:

(66)

где (п. 2.2)

Для не прямозубых передач степень точности передачи – 9 [2,таб. 4.2, стр. 64]

Определяем фактические контактные напряжения и сравниваем их с допустимыми контактными напряжениями, Н/мм²:

(67)

где К – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К=376;

K_Hα= 1,1– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [2, стр. 65, 66];

K_Hβ = 1 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба [2, стр. 65, 66];

K_Hυ = 1,05 – коэффициент динамической нагрузки; [2, стр. 65, 66]

Условие прочности выполняется.

Проверяем напряжение изгиба зубьев колеса, Н/мм²:

(68)

где Y_F2 = 3,61 [2,таб. 4.4, стр. 67]

(69)

К_Fa=1; K_Fb=1; K_Fu=1,04

Условие прочности выполняется.

Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни, Н/мм²:

(70)

Условие прочности выполняется.

Дата добавления: 2015-07-19