Проектирование привода двухвалкового рольганга, страница 3

Для лучшей приработки зубьев рассматриваемой группы, а также с целью снижения опасности заедания твердость шестерни должна быть больше твердости колеса 15…20 единиц.

2.2Допускаемое контактное напряжение [sн] рассчитываются для всех колес (шестерен) редуктора в отдельности по выражению:

[sн]j=sнlim(KНLj/ SH)ZR ZVj


Выбор материала: сталь 40ХН

                 Быстроходная ступень: НВ шестерни=300

                                                            НВ колеса=270

                 Тихоходной ступени: НВ шестерни=250

                                                      НВ колеса=240

SH =1,1 – коэффициент безопасности;

ZR , ZVj » 1 – коэффициенты, указывающие шероховатость поверхности сцепляющейся пары и окружную скорость, выбираем по рекомендациям;

sнlimbj – базовый предел контактной выносливости, выбирается по рекомендациям

 sнlimbj=a×HBj+b, где a и b из таблиц;

                 Быстроходная ступень: sнlimb шестерни=2HBш+70=2×300+70=670 Мпа

                                                           sнlimb колеса=2HBк+70=2×270+70=610 Мпа

                 Тихоходной ступени: sнlimb шестерни=2HBш+70=2×250+70=570 Мпа

                                                      sнlimb колеса=2HBк+70=2×240+70=550 Мпа

KНLj – коэффициент долговечности, по контактной выносливости.

NHO – базовое число циклов (выбираем по графику в зависимости от твердости):

                 Быстроходная ступень: NHОш=25×106         NHОк=18×106

                 Тихоходной ступени:      NHOш=16×106          NHOк=15×106

NHE – эквивалентное число циклов:

NHЕ=60×с×ni×S [(Ti/T)3×ti]

c=1 – число шестерен входящих в зацепление с колесом

ni – частота вращения при Тi

Ti – один из числа крутящих моментов который учитывается при расчете на выносливость из графика загруженности.

Т – максимальный момент

2.3 Определяем полное время работы редуктора:

t=365×24×L×Kг×Kс=365×24×0,5×0,6×0,8=2102,4

                                 t1=10-3t=2.01024                                 t3=0,3t=630,72

                                 t2=0,4t=840,96                                    t4=0,3t=630,72

2.4 По графику загрузки определяем нагрузку приведения: T = 89.86 Н×м

2.5 При расчете на выносливость зубчатых колес  принято не учитывать перегрузки, при которых число циклов переменных напряжений за полный срок службы < 5×104.

Проверяем, сколько циклов напряжения имеет передача на быстроходной ступени: c=1.

За основу берем tmax:


     2.6 Находим, сколько циклов нагружения имеет передача с учетом перегрузки tmax  быстроходной шестерни:


2.7 Рассчитываем коэффициент долговечности:

2.8 Рассчитываем допускаемые касательные напряжения:

3. Расчет допускаемых  напряжений при расчете зубьев на выносливость при изгибе.

3.1 Допускаемое напряжение при изгибе [sF] рассчитываются для всех колес (шестерен) редуктора в отдельности по выражению:

[sF]j=(sF×lim(KНLj/ SF))×KFSj ×KFLj

SF =1,75 – коэффициент безопасности;

KFSj , KFLj » 1 – коэффициенты реверса и долговечности по излому

sFlimbj – базовый предел выносливости по изгибу, выбирается по рекомендациям

sFlimbj=1.8×HBj

                 Быстроходная ступень: sFlimb шестерни=1.8×HBш=540 Мпа

                                                           sFlimb колеса=1.8×HBк=486 Мпа

                 Тихоходной ступени: sFlimb шестерни=1.8×HBш=450 Мпа

                                                      sFlimb колеса=1.8×HBк=432 Мпа

NFO =4×106

NFE – эквивалентное число циклов:

NFЕ=60×с×ni×S [(Ti/T)3×ti]

c=1 – число шестерен входящих в зацепление с колесом

ni – частота вращения при Тi

Ti – один из числа крутящих моментов который учитывается при расчете на выносливость из графика нагр.

Т – максимальный момент


3.2 Находим, сколько циклов нагружения имеет передача с учетом перегрузки tmax  быстроходной шестерни:

3.3 Рассчитываем коэффициент долговечности:

3.4 Рассчитываем допускаемые напряжения при изгибе:

4.  Расчет тихоходной прямозубой ступени.