Розрахунок передачі редуктора

Вибір матеріалів і розрахунок допустимих напружень

За рекомендацією таблиці 3,2 приймаємо наступні марки сталей. Для шестерні беремо сталь марки 40Х, а для колеса марки 40 (табл.3.1,[1]). Термообробка – поліпшення. Твердість поверхні і механічні властивості після термообробки наступні:

для шестірні – Н₁ = 240НВ, 550МПа, 850 МПа

для колеса - Н₂ = 220НВ, 400МПа, 700МПа.

Допустимі контактні напруження

Допустимі контактні напруження для шестерні визначають за формулою:

,

де - границя контактної витривалості поверхонь зубців, що відповідає базі випробувань N_НО.

Базу випробувань N_НО – визначаємо за формулою

N_НО1 = 30(Н_НВ1 )^2,4 = 30(240) ^2,4 =1,55×10⁷ - шестерня

N_НО2 = 30(Н_НВ2 )^2,4 = 30(220) ^2,4 =1,26×10⁷ - колесо

Границю контактної витривалості знаходимо залежно від виду термічної обробки зубців та їх твердості(табл.3.3,[1]):

для шестірні (об'ємне гартування) =2Н_НВ1+70=240·2+70=550МПа;

для колеса (поліпшення) =2Н_НВ2+70=2×220+70=510МПа.

Z_N – коефіцієнт довговічності. Враховує можливості збільшення напружень при еквівалентному числі циклів N_HЕ навантажень зубців за термін служби передачі меншому від бази випробувань N_НО; обчислюємо за формулою:

Еквівалентне число циклів навантаження визначають за термін службипередачі з врахуванням режиму навантаження

N_HE = μ_H × N _Σ,

де μ_H – коефіцієнт режиму навантаження вибирається із табл.3.4.

Сумарне число циклів навантаження:

N _Σ = 60n × i × h,

де h – термін служби передачі в годинах; n – частота обертання шестірні або колеса, в об/хв; і – число одночасних зубчастих зачеплень.

h = 10000 годин; μ_H = 0,18 (з табл. 3.4); і = 1;

 

для шестерні:

N _Σ1 = 60 ×1429.5 × 1 × 10000 = 85,77×10⁷

N_HE1 = 0.18 × 85,77×10⁷ = 1,55×10⁷

ЯкщоN_НО≤ N_НЕбрати Z_N=1. ПриймаємоZ_N1 = 1.

Коефіцієнт Z_R беремо рівним Z_R =0,95, при шорсткості поверхні зубців R_а =(2,5…1,25).

S_Н– коефіцієнт запасу міцності, приймаємо S_Н= 1,2

Визначаємо допустимі контактні напруження для шестерні:

для колеса:

n₂ = 30×w_{2 /}π = 30×37,4/3,14 = 357,32 об/хв

N _Σ2 = 60 ×357,32 × 1 × 10000 = 21,44×10⁷

N_HE2 = 0.18 ×21,44×10⁷= 3.86×10⁷

Приймаємо Z_N2 = 1;

 

Тоді розрахункові контактні напруження:

МПа

Необхідна умов виконується:

МПа

Граничне допустиме контактне напруження

МПа;

МПа,

де - границя текучості при розтягу.

Допустимі напруження на згин

У розрахунках зубців на втому при згині допустиме напруження визначаємо окремо для зубців шестерні і колеса за формулою:

де - границя витривалості при згині, що відповідає базі випробувань N_FO = 4×10⁶, при коефіцієнті асиметрії R =0 і визначається за рекомендаціями табл.3.7:

для шестірні МПа;

для колеса МПа.

Коефіцієнт довговічності визначається за формулою:

де N_FE - еквівалентне число циклів зміни напружень згину за термін служби передачі (μ_F= 0.065 для режиму СН та значенні m=6):

N_FE1 = μ_F × N _Σ1 = 0,065×85,77×10⁷= 5.575×10⁷

NF_E1 = μ_F × N _Σ2 = 0,065×21,44×10⁷= 1.3×10⁷

N_HO = 4⋅10⁶, прикоефіцієнтіасиметрії R=0;

Звідси:

Так як N_FO<N_FE, то беремо Y_N1=Y_N2= 1.

Допустимі напруження згину, при коефіцієнті запасу міцності S_F =2 і коефіцієнті шорсткості перехідної поверхні для шестерні і колеса (поліпшення) Y_R2= 1,2

МПа; МПа.

Граничні допустимі напруження на згин:

Для шестірні МПа;

МПа.

Для колеса МПа;

МПа

 

Проектування конічної зубчастої передачі

Вихідними даними для проектного розрахунку передачі є такі:

- крутний момент на валу шестірніТ₁=25,42 H×м;

- передаточне число передачі u= 4;

- матеріал зубчастих коліс та їх термообробка, твердість активних поверхонь.

- коефіцієнт ширини вінця зубчастого колеса ψ _ba = b / a_w або ψ _bd = b / d₁ (приймаємоψ _ba = 0,315 [Таблиця 3.8]);

- типовий режим роботи передачі та строк її служби (режим - CH, h=10000 годин);

Зовнішній ділильний діаметр.

К_d=1000 МПа^1/3 – для стальних коліс;

Коефіцієнт ширини зубчастого вінця Kbe= 0,25

Kbd = Kbe·u/(2- Kbe) = ·0.25·4/(2-0.25) = 0.571

Нерівномірність розподілу навантаження враховується коефіцієнтом K_Hβ, значення якого визначаються за табл.4.1. Вибираємо значення методом інтерполяції.

Підставляємо значення і шукаємо d_е2:

Число зубців шестірні і колеса.

Зі загальної умови z₁≥z_min= 17 та виконуючи умову z1 + z2 ≤ 80…85. підбираємо значення z₁:

z₁ = 17;z₂ = u· z₁ = 68;

Уточнювати передаточне число u не потрібно, так як не відбувалося заокруглень у визначенні числа зубців.

Модуль зубців зубчастих коліс.

Модуль зубців потрібно узгодити з стандартним значенням із таблиці 3.10

Приймаємо = 4 мм

Фактичний зовнішній ділильний діаметр: