Выбор материалов для зубчатых колёс передачи

РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ КОСОЗУБОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ.

Исходные данные к расчёту:

- ;

- передаточное число передачи зубчатой – ;

-

- частота вращения вала колеса – ;

-

- частота вращения вала шестерни – ;

-

- продолжительность работы привода – L_h = 2900 часов;

-

- коэффициент перегрузки при пуске – α₀ = 1,8

-

- коэффициенты нагрузки

- коэффициенты продолжительности нагрузки

График загрузки привода

_Мкр

Выбор материалов для зубчатых колёс передачи

3.2 Проектировочный расчёт на контактную выносливость (зубчатой передачи) или определение ориентировочного межосевого расстояния из условия контактной прочности зубьев колеса.

где:

3.2.1 k_a – вспомогательный расчётный коэффициент

k_а = 430 для косозубой передач.

3.2.2

3.2.3 (+) – для внешнего зацепления

3.2.4 Ψ_ba – коэффициент относительной ширины колеса по межосевому

расстоянию Ψ_ba =0,4 – для однопоточной косозубой передачи

3.2.5 k_нβ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий в результате погрешностей в зацеплении и деформации зубьев; выбирается по графикам или таблицам для косозубых и прямозубых одинаково в зависимости от

a) типа передачи;

б) твёрдости зубьев колёс;

в) по коэффициенту относительной ширины колеса, по диаметру, Ψ_bd.

Ψ_bd = 0,5 · Ψ_ba · (u_з.п. + 1) = 0,5 · 0,4 · (6 + 1) =1

[3]cтр183 тип передачи 5.

Тогда k_нβ = 1,085 при Ψ_bd =1

3.2.6 Определяем [σ_н] – допускаемые напряжения колес передачи

- для косозубой передачи

а) [σ_{н limb}]_1,2 – предел контактной выносливости поверхности зубьев соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений

(при НВ < 350)

для шестерни:

МПа

для колеса:

МПа

б) S_н – коэффициент учитывающий безопасность работы зубчатой передачи при контактной работе

S_н = 1,1 т.к. без поверхностного упрочнения

в) z_R – коэффициент учитывающий шероховатость сопряжённых зубьев колес

z_R = 1 для седьмого класса шероховатости

г) z_V – коэффициент учитывающий окружную скорость

z_V = 1 при V_{зацепл.} ≤ 5 м/с

д) k_нL – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки

N_Ho – базовое число циклов нагружения

N_Ho = 10⁷ циклов

N_HЕ – эквивалентное число циклов нагружений по графику нагрузки

С – число зацеплений зубьев за 1 оборот

С=1

– крутящий момент

n_i – частота вращения шестерни или колеса

циклов

N_HE2=29,058∙ 180∙2200=1,6∙10⁷ циклов

N_HE2 = N_HE1/ Uзп = 1,6∙10⁷ циклов

т.к N_HЕ1 > N_H0 то принимаем K_HL1=1

N_HЕ2 < N_H0

то определяем K_HL2= =1,05 ц

Определяем допускаемое напряжение для

- шестерни:

МПа

- колеса:

МПа

- косозубой передачи

Определяем межосевое расстояние:

мм

По СТ СЭВ 229 – 75 принимаем а_гост = 120мм

3.3 Определяем основные параметры зацепления зубчатой передачи

3.3.1 Определяем модуль зацепления

m_n = 2… 4мм

По СТ СЭВ 310 – 76 принимаем m_n = 2,5 мм

3.3.2 Определяем суммарное число зубьев колёс

,

где β – угол наклона зубьев

зуба

3.3.3 Определяем число зубьев шестерни

зубьев

3.3.4 Определяем число зубьев колеса

зубьев

3.3.5 Уточнение передаточного числа

3.3.6 Определяем отклонение передаточного числа расчетного от уточненного

3.3.7Уточняем угол наклона зубьев

соsβ_уточн=

3.3.8 Определяем делительные диаметры колёс:

- шестерни

мм

- колёс

мм

- проверка межосевого расстояния

мм

3.3.9 Определяем окружную скорость в зацеплении

м/с

3.4 Проверка поверхности зуба на контактную выносливость, в данном случае ведется проверка зуба колеса, как менее прочного

3.4.1 z_н – коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления (α = 20˚)

3.4.2 z_m – коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубьев

z_m = 275 МПа

3.4.3 z_ε – коэффициент суммарной длины контактных линий сопряженных зубьев, вводится для уточнения расчетов

ε_α – коэффициент торцового перекрытия

3.4.4

3.4.5 Момент крутящий: М_кр2=181,54Нм

3.4.6 Ψ_ba =0,4

3.4.7 k_нα – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между

k_нα = 1,125

3.4.8 k_нv – коэффициент скоростной (динамической нагрузки)

k_нv = 1,1 при V = 2,06 м/с и 9^ой степени точности передачи

3.4.9 k_нβ = 1,085

3.4.10

МПа

МПа < МПа

3.5 Проверка рабочих поверхностей зубьев на контактную прочность при перегрузках

МПа

МПа при НВ < 350

3.6.Сравнительная оценка относительной прочности зубьев колес по изгибу

3.6.1Определяем допускаемое напряжение на изгиб зубьев шестерни и колеса

а) σ_{F limb1;2} – предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов напряжений при НВ < 350.

σ_{F limb1;2} = 1,35НВ + 100

а₁)для шестерни

σ_{F limb1} = 1,35·230 + 100 = 410,5 МПа

а₂)для колеса

σ_{F limb2} = 1,35·190 + 100 = 356,5 МПа

б) S_F – коэффициент безопасности (надёжности работы зубьев), зависит от изготовления колеса:

S_F = 1,75

в) k_Fc – коэффициент, учитывающий влияние нагружения зубьев колес с одной или с двух сторон

k_Fc = 0,8

г) k_FL – коэффициент долговечности

г₁) m=6 при Н≤350

г₂) циклов – базовое число циклов нагружения при изгибе;

г₃) – эквивалентное число циклов нагружения.

циклов

циклов

т.к.N_FE1 и > =4 10⁶ц, то

Определяем допускаемое напряжение для :

- шестерни:

МПа

- колеса:

МПа

3.6.2 Определяем коэффициент формы зубьев колес по числу зубьев и коэффициенту смещения

Y_F1 и Y_F2 – коэффициенты формы зубьев колёс

зуба

зуба

Y_F1 = 4,15

Y_F2 = 3,6

Для шестерни: МПа

Для колеса: МПа