- •Расчет зубчатых цилиндрических передач на прочность
- •1 Исходные данные
- •2 Проектировочный расчет передачи
- •2.1 Выбор материала и твердости колес
- •2.2 Ориентировочное значение межосевого расстояния Степень точности передачи
- •2.3 Допускаемые напряжения
- •2.3.1 Допускаемые контактные напряжения
- •2.3.2 Допускаемые напряжения изгиба
- •2.4 Межосевые расстояния передачи
- •2.5 Модуль передачи
- •2.6 Основные размеры передачи
- •3 Проверочный расчет передачи
- •3.1 Расчет на контактную прочность
- •3.2 Расчет на прочность при изгибе
- •4 Силы в зацеплении
- •5 Пример расчета зубчатой цилиндрической передачи редуктора
- •5.1 Исходные данные
- •Кинематическая схема привода:
- •5.2 Проектировочный расчет
- •5.2.1 Выбор материала и твердости колес
- •Степень точности передачи
- •5.2.3 Допускаемые напряжения
- •5.2.3.1 Допускаемые контактные напряжения
- •5.2.3.2 Допускаемые напряжения изгиба
- •5.2.4 Межосевое расстояние передачи
- •5.2.5 Модуль передачи
- •5.2.6 Основные размеры передачи
- •5.3 Проверочный расчет передачи
5.2 Проектировочный расчет
5.2.1 Выбор материала и твердости колес
Расчет выполняем для косозубой цилиндрической передачи редуктора, тихоходный вал которого нагружен вращающим моментом TT =1148,39 Нм. В соответствии с рекомендациями таблиц 2 и 3 для косозубой передачи и вращающем моменте TT > 1000 Нм выбираем вариант №7 материала колес передачи:
Зубчатое колесо |
Сталь |
Термообработка |
Твердость расчетная | |
Шестерня |
40Х |
Закалка ТВЧ |
Н1 = 48 HRC |
750 |
Колесо |
40Х |
Улучшение |
H2 = 250 HB |
640 |
5.2.2 Ориентировочное значение межосевого расстояния.
Степень точности передачи
1) Ориентировочное значение межосевого расстояния определяем по (1):
мм,
где значение коэффициента К=8 выбираем по таблице 4.
2) Окружную скорость передачи определяем по (2):
м/с.
Ориентируясь на общее машиностроение, принимаем степень точности nСТ=8.
5.2.3 Допускаемые напряжения
5.2.3.1 Допускаемые контактные напряжения
Для расчета допускаемых контактных напряжений определяем:
1) Пределы контактной выносливости колес передачи по таблице 7:
МПа;
МПа.
2) Коэффициенты запаса прочности по таблице 7:
3) Для расчета по (4) коэффициентов долговечности определяем:
а) по таблице 8 базовое число циклов напряжений:
циклов; циклов;
б) действительное число циклов нагружения за заданный ресурс
в) коэффициент режима и номер режима нагружения
по таблице к формуле (7) наиболее близок третий (III) режим, для которого μH = 0,18, тогда
Коэффициенты долговечности
Условие (4) выполняется: ZN1 >1; ZN2 >1.
4) Коэффициенты шероховатости по таблице 10: ZR1 = ZR2 = 0,95.
5) Коэффициенты окружной скорости по таблице 11: ZV1 = ZV2 = 1,0.
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса по (3):
МПа;
МПа.
Для расчета косозубой цилиндрической передачи принимаем по (8б) допускаемое контактное напряжение
МПа.
При этом условие соблюдается:
МПа.
5.2.3.2 Допускаемые напряжения изгиба
Для расчета допускаемых напряжений изгиба определяем:
1) Пределы выносливости зубьев колес при изгибе по таблице 12:
2) Коэффициенты запаса прочности по таблице 12: SF1=1,7; SF2 =1,75.
3) Для расчета по (11) коэффициентов долговечности определяем:
а) по таблице 12 показатели степени кривой усталости: q1 = 9; q2 = 6;
б) по (11) эквивалентное число циклов нагружения зубьев колес:
Коэффициенты долговечности по условию (10) принимаем так как
4) Коэффициенты шероховатости переходной поверхности между зубьями принимаем YR1=YR2=1(полагаем, что RZ < 40 мкм).
5) Коэффициент влияния реверсивности нагружения принимаем YA = 1 (при одностороннем приложении нагрузки).
Допускаемые напряжения изгиба по (9) для зубьев шестерни и колеса:
МПа;
МПа.
5.2.4 Межосевое расстояние передачи
Для расчета межосевого расстояния определяем:
1) Коэффициент ширины зубчатого венца по таблице 13:
По формуле (15):
2) Коэффициент внешней динамической нагрузки принимаем KA = 1 (внешние динамические нагрузки включены в циклограмму нагружения, режим работы приводного вала конвейера является равномерным).
3) Коэффициент внутренней динамики нагружения по таблице 14: KHV = 1,02.
4) Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца в начальный период работы по таблице 15: (значение получаем интерполированием для менее твердого колеса прии несимметрично расположенной шестерни тихоходной передачи).
Коэффициент, учитывающий приработку зубьев по таблице 16: KH =0,26.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки после приработки по (16):
5) Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями в начальный период работы по (17):
Коэффициент распределения нагрузки между зубьями после приработки по (18):
Коэффициент нагрузки при расчете контактной прочности по (14):
Межосевое расстояние по (13):
182 мм
Принимаем по таблице 17 стандартное межосевое расстояние:=200 мм.