Выбор допускаемых напряжений при расчете цилиндрических и конических зубчатых передач

3.  Выбор допускаемых напряжений при расчете цилиндрических и конических зубчатых передач

Экспериментом установлено, что контактная прочность рабочих поверхностей зубьев определяется в основном твёрдостью этих поверхностей. Допускаемые контактные напряжения для расчётов на выносливость при длительной работе , где  - предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений  По экспериментальным значениям, приведённых в таблице, находим =2HB+70 МПа.

МПа.

  - коэффициент безопасности; в связи с постепенным процессом повреждения поверхности и пониженной опасности аварии машин коэффициент  назначают небольшим: =1,1 при неоднородной структуре материала.

 - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи: .

Для нормализованных колёс =2,6. Базовое число циклов  определяется твёрдостью рабочих поверхностей зубьев. Из справочных данных находим для твёрдости поверхностей зубьев до 200HB циклов.

 - эквивалентное число циклов перемены напряжения. При постоянной нагрузке определяется по формуле

,

где n – частота вращения того из колёс, по материалу которого определяют допускаемое напряжение, об/мин. -долговечность передачи.

 млн. циклов.

 млн. циклов.

При  ;

Расчёт ведут по меньшему значению  из полученных для шестерни и колеса. Ввиду незначительного влияния на величину допускаемого напряжения  в расчёте не учтены размеры, шероховатость поверхности и окружная скорость колёс.

3.1       Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемые напряжения изгиба для расчёта на выносливость при длительной работе , где  - базовый предел выносливости зубьев по излому от напряжений изгиба, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений . Базовое число циклов перемены напряжений изгиба =.

По таблице находим экспериментальное значение =HB+260;

- коэффициент безопасности. Рекомендуется принимать для литых заготовок S_F=1,7.

Y_N- коэффициент долговечности. При твёрдости рабочих поверхностей HB350

Эквивалентное число циклов при постоянной нагрузке N_FE=60L_h.

N^ш_FE =606000=254,7 млн. циклов,

N^к_FE =606000=77,355 млн. циклов.

 млн. циклов.

Для длительно работающих передач при N_FE>N_Flimb Y_N=1.0.

4.  Методика расчёта закрытой цилиндрической передачи

4.1 Выбрать коэффициенты ширины зубчатого венца относительно диаметра  и относительно модуля .

Таблица 2

Параметр	Расположение шестерни  относительно опор	Твёрдость раб. поверх. зубьев
		H1 и H2HB350	H1 и H2>HB350
	Симметричное	0,8 - 1,4	0,4 - 0,9
	Несимметричное	0,6 - 1,2	0,3 - 0,6
	Консольное	0,3 - 0,4	0,20 - 0,25
	Для редукторов с достаточно жёсткими валами	Не более 25 - 30	Не более 15 - 20

=1, =30.

4.2 Определить предварительное значение коэффициента ширины венца относительно межосевого расстояния:

4.3        Выбрать числа зубьев колёс:

Z₁=30; Z₂=30

Для первой ступени редуктора Z₁=20…30, для второй – 17…24. Минимально допустимое число зубьев шестерни при Х=0 Z_min=17. После округления Z до целых чисел следует проверить фактическое передаточное число U=Z₂/Z₁.

U=99/30=3,3.

4.4       Определить коэффициент концентрации нагрузки  по таблице:

Таблица 3

Расположение шестерни относительно опор	Твёрдость поверхности зубьев колеса НВ
		0,2	0,4	0,6	0,8	1,2	1,4
Симметричное	<350 >350	1.01 1.01	1.02 1.02	1.03 1.04	1.04 1.07	1.07 1.16	1.11 1.26
Несимметричное	<350 >350	1.03 1.06	1.05 1.12	1.07 1.20	1.12 1.29	1.19 1.48	1.28 -
Консольное, опоры- Шарикоподшипниковые	<350 >350	1.08 1.22	1.17 1.44	1.28 -	- -	- -	- -
Консольное, опоры- роликоподшипниковые	<350 >350	1.06 1.11	1.12 1.25	1.19 1.45	1.27 -	- -	- -

=1.55.

4.5       Определить предварительно межосевое расстояние:

 , где Ка – вспомогательный коэффициент; Ка=49,5 для прямозубой и Ка=43,0 для косозубой передачи.

4.6       Определить модуль колёс:

, где - угол наклона зубьев по делительному цилиндру.

Модуль m_n округляется до ближайшего стандартного:

Таблица 4

Ряды	Модуль, мм
1-й	1; 1.25; 1.5; 2; 2.5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 25;
2-й	1.125; 1.375; 1.75; 2.25; 2.75; 3.5; 4.5; 5.5; 7; 9; 11; 14; 18;

m_n=1.

Окружной модуль m_t можно определить по формуле

=1,064.

4.7       Уточнить фактическое межосевое расстояние:

=68,64 мм.

4.8       Уточнить коэффициент ширины зубчатого венца:

4.9       Определить рабочую ширину венца зубчатой передачи и округлить до целого числа:

4.10     Определить делительные (начальные) диаметры колёс (с точностью до сотых долей):

Полученные параметры колёс в процессе проектирования и разработки чертежей могут быть изменены; после определения окончательно принятых размеров производится проверочный расчёт передачи.

4.11    Определить геометрические размеры зубчатых колёс:

·     диаметр вершин зубьев:

 

·     диаметр впадин зубчатых колёс: