Расчет зубьев на выносливость при изгибе, выполняется раздельно для колеса и шестерни:
где:
— окружная сила на делительном цилиндре,
Н:
где: — исходная расчетная нагрузка, в качестве которой принимается наибольший из действующих на шестерню вращающий момент, в Нм, для которого число циклов перемен напряжений более .
— делительный диаметр шестерни, мм.
— коэффициент, учитывающий динамическую
нагрузку, возникающую в зацеплении до
зоны резонанса:
где:
— удельная окружная динамическая сила,
Н/мм;
— окружная сила на делительном цилиндре,
Н;
— ширина зубчатого венца колеса, мм.
— удельная окружная динамическая сила, Н/мм:
где:
— коэффициент, учитывающий влияние
вида зубчатой передачи;
=0,06
— коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса; =4,7
— окружная скорость, м/с;
— начальное межосевое расстояние, принятое для изготовления передачи, мм;
— передаточное отношение передачи.
— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы передачи:
где: — делительный диаметр шестерни, мм;
при расположении шестерни на валу передачи со стороны подвода вращающего момента;
— ширина зубчатого венца колеса, мм.
— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий
где: — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы передачи.
Для косозубой передачи
где:
—
коэффициент, учитывающий распределение
нагрузки между зубьями. Так как передача
косозубая, то
—
коэффициент, учитывающий форму зуба
шестерни и концентрацию напряжений:
где: — коэффициент смещения исходного контура шестерни;
— эквивалентное число зубьев шестерни.
—
коэффициент, учитывающий форму зуба
колеса и концентрацию напряжений
где: — коэффициент смещения исходного контура колеса;
— эквивалентное число зубьев колеса.
—
коэффициент, учитывающий наклон зуба:
где: — коэффициент осевого перекрытия;
— угол наклона зубьев, град.
—
коэффициент, учитывающий распределение
нагрузки между зубьями. Так как передача
косозубая, то
Подставляем полученные значения коэффициентов в формулу (3) и вычисляем напряжения раздельно для шестерни и колеса:
Полученные значения напряжения меньше допускаемых.
Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой, выполняется раздельно для колеса и шестерни:
где: — окружная сила на делительном цилиндре, Н.
— расчетное местное напряжение при
изгибе, МПа.
—
максимальная из действующих за расчетный
срок окружная сила на делительном
цилиндре ударного или плавного характера
с числом повторных воздействий
,
Н:
Подставляем полученные значения коэффициентов в формулу (4) и вычисляем напряжения раздельно для шестерни и колеса:
Полученные значения напряжения меньше допускаемых.
Расчет усилий зубчатого зацепления:
Окружное усилие:
Радиальное усилие:
Осевое усилие:
Проектирование и расчет редуктора цилиндрической передачи редуктора.
Расчет цилиндрических косозубых передач
Выбор материала для зубчатых колес первой ступени редуктора.
Выбор материала для зубчатых колес обуславливается необходимостью обеспечения достаточной изгибной и контактной прочности зубьев, характером производства, требованием к габаритам передачи и др.
Основными материалами для зубчатых колес являются термически обрабатываемые стали. В данном проекте, исходя из изложенных требований для обеспечения сравнительно небольших габаритов и невысокой стоимости передачи, принимаем для изготовления колеса и шестерни Сталь 40ХН с термической обработкой: для колеса и для шестерни - улучшение.
Шестерня: материал - сталь 40X. Термообработка – поверхностная закалка.
Твердость сердцевины - HB=300.
Твердость поверхности:
HRC=51
Колесо: материал - сталь 40X. Термообработка - поверхностная закалка.
Твердость сердцевины - HB=300.
Твердость поверхности:
HB =50