Файл: Проектный и проверочный расчет цилиндрического одноступенчатого прямозубого редуктора.docx

Допускаемые напряжения

Расчёты на контактную и изгибную прочность при длительной работе выполняют по допускаемым напряжениям соответственно и .

Контактная прочность рабочих поверхностей зубьев определяется в основном твёрдостью этих поверхностей. Допускаемые контактные напряжения равны



где - допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений;

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи.

Допускаемые напряжения изгиба для расчётов на прочность при длительной работе равны:



где - допускаемые напряжения изгиба, соответствующие пределу изгибной выносливости при числе циклов напряжений для всех сталей.

- коэффициент долговечности. Для длительно работающих передач он равен =1.

Экспериментальные значения и приведены в таблице.
Значения и , соответствующие числу циклов и

Таблица 2

Термообработка	Группа стали	, Н/мм2	, Н/мм2
Улучшение	Углеродистая или легированная	1,8НВ+67	1,03HB
Закалка т.в.ч. по контуру зубьев (m≥ 3мм)	Легированная	14HRC+170	370
Закалка т.в.ч. сквозная (m< 3мм)	-	14HRC+170	310
Цементация и закалка	-	19HRC	480

---

Для нормализованных и улучшенных колёс коэффициент долговечности для длительно работающих передач принимаем равный =1.

Число циклов напряжений , соответствующее пределу выносливости определяется твёрдостью рабочих поверхностей зубьев.
Значения числа циклов N_НО

Таблица 3

Твёрдость поверхности зубьев НВ		250	300	350	400
Базовое число циклов NНО106	10	17	25	36	43

Находим число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости. Так как твёрдость колеса значительно меньше 200 единиц, а именно HB₂=160, то N_НО2=

Число циклов напряжений для шестерни



(Если твердость шестерни и колеса при выборе предварительных размеров оказалась менее 200 единиц, то базовое число циклов напряжений выбирается равным, а точнее N_HO1=N_HO2=10·10⁶циклов)

Рекомендуемое допускаемое напряжение изгиба для всех сталей циклов.

Число циклов перемены напряжения зубьев за весь срок службы при постоянном режиме работы равно:

-для колеса

где 573 – коэффициент,

ω₂ – угловая скорость на ведомом валу, рад/с,

L_h – ресурс (срок службы) передачи, ч.

Согласно исходным данным L_h=12000 часов.

; об/мин

рад/с

- для шестерни

---

Отсюда:



Для нормализованных и улучшенных колёс при длительной работе допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба равны:



а) для материала зубьев колеса


б) для материала зубьев шестерни



Цилиндрические и конические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьями рассчитывают по меньшему значению напряжений, полученных для колеса и шестерни. Определяем допускаемые напряжения с учётом ресурса передачи

3. 1   2   3   4   5   6   7   8   9   10   11

---

Определение параметров передачи

3.1 Межосевое расстояние

Вычисление параметров, закрытых зубчатых цилиндрических передач начинается с определения межосевого расстояния.

При расчёте цилиндрических передач значением задаются.

Коэффициенты ширины венца колеса .

Таблица 4.

При симметричном расположении колёс	0,4…0,5
При несимметричном расположении колёс	0,25…0,4
Для шевронных передач	0,4…0,63
Для открытых передач	0,1…0,2

Принимаем .

(Пусть Ваш коэффициент ширины венца напрямую зависит от мощности передачи. Чем больше мощность, тем выше данный коэффициент)

Влияние неравномерного распределения нагрузки по длине зуба при расчёте на контактную прочность зубьев учитывается коэффициентом . Если имеется в виду твёрдость колёс, для которых , то коэффициент равен .

Межосевое расстояние передачи рассчитываем по формуле



Предварительно необходимо определить моменты, передаваемые на кинематические звенья передачи, М₁ и М₂. Их рассчитываем по основным формулам динамики:

---

Тогда межосевое расстояние равно:



Стандартизированные межосевые расстояния , мм:

40, 50, 63, 80, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 260, 280, 300, 315, 320, 340, 355, 360, 380, 400, …мм.
Исходя из расчетов и принимая во внимание стандартизированные межосевые расстояния, принимаем стандартное значение =180 мм.

0. 
   
   
1. 
   
   

3.2 Предварительные основные размеры колеса

Предварительно рассчитанные геометрические размеры передачи проверяют на соответствие остальным критериям работоспособности. Для закрытых передач такими критериями являются: выносливость при изгибе, контактная и изгибная прочность при действии пикового момента.

В случае удовлетворительного результата предварительные размеры принимаются в качестве окончательных.

В противном случае приходится корректировать размеры передачи до их удовлетворения всем рассматриваемым критериям работоспособности (моделирование производить после пункта 3.6).
Делительный диаметр

Ширина венца колеса

Ширина венца шестерни

3.3. Модуль зубьев передачи

Модулем зубьев называется часть диаметра делительной окружности, приходящаяся на один зуб. Модуль – это основная характеристика размеров зубьев. Для пары зацепляющихся колес модуль должен быть одинаковым.

Модуль m закрытых цилиндрических передач (для косозубых и шевронных – нормальный модуль m_n) в данной задаче определяют из соотношения:

m= (0,01…0,02) ·а_w



Стандартное значение модуля зубьев необходимо выбрать согласно ГОСТа по таблице (преимущество отдается первому ряду).

Модули зубьев

---