Что определяется при проверочном расчёте зубчатых передач?

Что влияет на нагрузочную способность зубчатой передачи?

Какие силы возникают в зацеплении зубчатых передач?

Какие напряжения влияют на работоспособность передачи?

Действием каких факторов вызывается поломка зубьев?

На какие группы твердости можно разделить стали?

Какие виды термообработки существуют?

Какова зависимость между твёрдостью шестерни и колеса?

Что является главным параметром для цилиндрических и червячных редукторов?

ПРИМЕР 2.1. РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

Данные для расчета:

U – передаточное число                                      3,55

n₁ – частота вращения шестерни, мин^-1             1430

T₂ – крутящий момент на валу колеса, Hм        88,2

t_ч – срок службы передачи, ч                              11000

Передача реверсивная.

Проектировочный расчет.

Определение межосевого расстояния из условия контактной выносливости зубьев:

                     

 

где К_а – вспомогательный коэффициент; К_а = 495МПа - для прямозубой передачи;

  U – передаточное число;

  Т₂ – крутящий момент на валу колеса при расчете на контактную выносливость, Нм;

   - допускаемое контактное напряжение, МПа. Так как в зацеплении участвуют шестерня и зубчатое колесо, то необходимо определить соответствующие им  и :

 

                                                     

                                   

В расчетную формулу определения межосевого расстояния подставляется меньше из получаемых значений , где  и  – пределы контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующие эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа.

При выполнении проектировочного расчета предварительно принимается:

 

 

где Z_R – коэффициент, учитывающий шероховатость сопрягаемых поверхностей зубьев;

   Z_v - коэффициент, учитывающий окружную скорость;

   К_е - коэффициент, учитывающий влияние смазки;

   К_ХН - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса;

   S_Н – коэффициент безопасности.

Для зубчатых колес с однородной структурой материала S_Н = 1,1.

 

 

 

где  и  – пределы выносливости поверхностей зубьев шестерни и колеса, соответствующие базовому числу циклов перемены напряжений, МПа при НВ  350;

  К_не – коэффициент долговечности;

 

                

 

где  и  - твердости рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса.

Стремясь получить сравнительно небольшие размеры передачи и не высокую ее стоимость, принимаем для изготовления шестерни – сталь 40ХН с улучшением, при этом  = 260, а для изготовления зубчатого колеса – сталь 40ХС с улучшением, при этом  = 240 (согласно таблице 2.1)

При выборе материалов и термообработки необходимо выполнять условие:

 

 

Тогда:                                            

 

 

где  - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости;

   - эквивалентное число циклов перемены напряжений.

 

 

 

При постоянном значении частоты вращения зубчатых колес n_i = n = const.

                                                           

 

где  - частные значения нагрузок на шестерне или колесе, соответствующие i-тым участкам графика нагрузки, Нм;

   – наибольшее значение длительно действующих нагрузок на шестерне или колесе, Нм;

   - частные значения длительностей нагрузок на i-тых участках графика нагрузки, час;

 - срок службы передачи, час.

В соответствии с графиком нагрузки.

Для шестерни:

Для колеса:

 

 

При  для непостоянной нагрузки принимаем К_НL = 1(Таблица 2.4), т.е.

 

 

Тогда:         

 

 

При этом:

 

 

В расчетную формулу определения межосевого расстояния подставляем  = 450МПа.

Для зубчатых колес из улучшенной к нормализованной стали при несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор = 0,315; для зубчатых колес из закаленной стали =0,25…0,315; при симметричном расположении зубчатых колес относительно опор  = 0,4, для подвижных зубчатых колес на валах коробок скоростей =0,1…0,2. В редукторах для каждой последующей степени увеличивают на 20…30%.

Принимаем для одноступенчатого редуктора симметричное расположение зубчатых колес относительно опор. Тогда =0,4.

 зависит от расположения зубчатых колес относительно опор, твердости зубьев и величины
 – отношения ширины зубчатого венца к начальному диаметру шестерни.

 

 

При  и симметричном расположении зубчатых колес принимаем  =1,05 (согласно  рисунка 2). Тогда

 

 

Принимаем по ГОСТ 2185-66 .