- •Содержание
- •3. Расчёт поликлиновой передачи 23
- •Введение
- •1.Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёты привода
- •2.1. Выбор материала и способа термообработки колес
- •2.2. Расчет допускаемых контактных напряжений
- •2.3. Определение допускаемых напряжений изгиба
- •2.4. Проектировочный расчет передачи
- •2.5. Проверочный расчет передачи на контактную усталость
- •2.6. Проверочный расчет передачи на изгибную усталость
- •3. Расчёт поликлиновой передачи
- •3.1 Геометрический расчёт
- •3.2. Определение сил
- •3.3 Проверочный расчет
2.1. Выбор материала и способа термообработки колес
При выборе материала для изготовления зубчатой пары для обеспечения одинаковой долговечности обоих колес и ускорения их приработки твердость материала шестерни следует назначать больше твердости материала колеса. Разность твердостей для колес с ННВ < 350 НВ рекомендуется: косозубых (20–70) НВ; при ННВ > 350 НВ – (4–6) HRC.
Для изготовления шестерни и колеса передачи редуктора выбираем сталь 40Х (ГОСТ 4543). Термообработка – улучшение: для шестерни – до твердости ННВ1 = 300 НВ, для колеса – до твердости ННВ2 = 270 НВ [1. табл. 3.4].
2.2. Расчет допускаемых контактных напряжений
Допускаемые напряжения определяются для шестерни и колеса по формуле [7, с. 14]
где σН lim b – предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений (табл. 5.2):
σН lim b1 = 2HНВ1 + 70 = 2 · 300 + 70 = 670 МПа,
σН lim b2 = 2HНВ2 + 70 = 2 · 270 + 70 = 610 МПа;
SH – коэффициент запаса прочности; для зубчатых колес с однородной структурой материала SH = 1,1 (при твердости колес ННВ < 350 НВ); [2]
ZN – коэффициент долговечности:
при NH lim ≥ NK, но не более 2,6 для однородной структуры материала и 1,8 для поверхностного упрочнения [2];
при NH lim < NK, но не менее 0,75 [2];
NH lim – базовое число циклов нагружений, соответствующее пределу выносливости; принимается по графику [2, рис. 18.22, с. 342] или вычисляется по формуле [3, с. 26]:
NH lim=30 (ННВ)2,4 ≤ 120·106 циклов,
где ННВ – твердость материала рассчитываемого зубчатого колеса в единицах НВ;
NH lim1 = 30 · (300)2,4 = 26,4 · 106 циклов;
NH lim2 = 30 · (270)2,4 = 20,5 · 106 циклов;
NK – число циклов перемены напряжений, соответствующее заданному сроку службы передачи при постоянной нагрузке [2]:
NK = 60 · с · n · Lh,
где с – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым;
Lh – срок службы привода, ч (см. задание);
n – частота вращения рассчитываемого зубчатого колеса.
NK1 = 60 · с · n1 · Lh = 60 · 1 · 1445 · 10000 = 867 · 106 циклов;
NK2 = 60 · с · n2 · Lh = 60 · 1 · 159,98 · 10000 = 95,988 · 106 циклов.
ZR – коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев [7, с. 24];
ZV – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости [3, с. 24];
ZL – коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазного материала [3, с. 24];
ZX – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса [3, с. 24];
ZW – коэффициент, учитывающий влияние перепада твердостей материала сопряженных поверхностей зубьев.
При проектировочных расчетах по ГОСТ 21354–87 [3, с. 57] рекомендует принимать
ZR ZV ZL ZX· ZW = 0,9.
Так как NH lim 1< NK 1 и NH lim2 < NK 2, то
Для цилиндрической косозубой передачи для расчета [6, с. 342] принимается:
σНР = 0,45(σНР 1 + σНР 2) > σНР min,
при выполнении условия σНР 1–2 < 1,23 σНР min
σНР = 0,45(σНР 1 + σНР 2) = 0,45 (459,92 + 461,659) = 414,71 МПа;
σНР min = 459,92 МПа; 1,23 · σ НР min = 1,23 · 459,92 = 565,7 МПа.
Так как σНР меньше минимального из двух значений σНР 1 и σНР 2, в качестве расчетного напряжения принимаем минимальное значение
σНР = σНР 2 = 459,92 МПа.