Расчет тихоходной ступени редуктора. Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на выносливость

2.  РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА

2.1  ВЫБОР МАТЕРИАЛА ДЛЯ ИЗГОТОВЛЕНИЯ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА

Назначаем для шестерни сталь 45 , для колеса сталь 40 . По табл.5 () назначаем термообработку : для шестерни – улучшение , для колеса – нормализацию. Механические характиристики назначаем согласно табл.6 () и сводим в табл.3

Наимено-вание	Марка стали	Термо- обработка	Твердость ННВ	Предел прочности sВ,  МПа	Предел текучести sТ, МПа
Шестерня	45	Улучшение	196 … 222	530	270
Колесо	40	Нормализ.	170 … 190	730	390

Учитывая рекомендацию 2.1 () , назначаем твердость колеса Н_НВ4=170, твердость шестерни Н_НВ3=210

2.1  ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ КОНТАКТНЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

ПРИ РАСЧЕТЕ НА ВЫНОСЛИВОСТЬ

По формуле 3.11 () число часов работы передачи за расчетный срок службы привода

По формуле 3.9 () , с учетом циклограммы нагрузки и частоты вращения   n    , эквивалентное число циклов перемены напряжений для колеса 4

Для шестерни 3

По графику на рис.4 () базовое число циклов :

для колеса 4 при твердости Н_НВ4=170  N_НО4=10*10⁶

для шестерни 3 при твердости Н_НВ3=210  N_НО3=13*10⁶

Т.к. N_НЕ4>N_НО4 и N_НЕ3>N_НО3 , принимаем коэффициент долговечности K_HL4=K_HL3=1.0 ()

Учитывая, что шестерня 1 и колесо 2 вращаются с большей скоростью, принимаем K_HL1=K_HL2=1.0 .

Пределы контактной выносливости поверхности зубьев              для колеса 4 и шестерни 3 ()

Принимаем коэффициент безопасности   S_H=1.1

По формуле 3.5() допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость для колеса 4 и шестерни 3

За расчетные принимаем напряжения s_НР МПа.

2.2  ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ  НАПРЯЖЕНИЙ ПРИ РАСЧЕТЕ НА

КОНТАКТНУЮ ПРОЧНОСТЬ ПРИ ДЕЙСТВИИ МАКСИМАЛЬНОЙ

НАГРУЗКИ.

По формуле 3.15 () предельные допускаемые напряжения для шестерни 3 и колеса 4 где s_Т3=270 Мпа, s_Т4=390 Мпа – см. табл. 3

2.3  ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ

По табл.11 () принимаем y_bd=0,8

По графику на рис.8 () коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по шикине венца, К _нb=1,115

Приняв предварительно передачу прямозубой, по формуле 4.1 () определяем диаметр dv3 начальной окружности шестерни 3

где: Т  - расчетная нагрузка на шестерне 3 тихоходной ступени редуктора ,

Т  =14,455  Нм

По формуле 4.4 () окружная скорость шестерни 3

По формуле 4.5 () ширина венца шестерни 3

По ГОСТу 9563-69 () принимаем   bv3=34  мм

По табл.13 () принимаем  ψm=25

По формуле 4.6 () модуль зацепления

принимаем   m=1.5

Основной угол наклона зубьев и шестерни ( и колеса ) определяют по формуле:

По формуле 4.7 () числа зубьев шестерни 3 и колеса 4 ,т.к. передача косозубая то :

принимаем принимаем

По формуле 4.8 () передаточное число диаметры начальных окружностей шестерни 3 и колеса 4

По формуле 4.9 () межосевое расстояние

По фориуле 4.4 () окружная скорость шестерни 3

2.4   ПРОВОРОЧНЫЙ РАСЧЕТ НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ

По ГОСТу 1643-72 () назначаем 9-ю степень точности

По табл.16 () коэффициент , учитывающий влияние вида зубчатой передачи ,

По формуле 4.22 () удельная окружная динамическая сила

По формуле 4.23 ()коэффициент , учитывающий динамическую нагрузку , возникающую в зацеплении где:      - коэффициент , учитывающий распределение нагрузки между зубьями ,

([1], стр. 24)

По формуле 4.19 ()коэффициент торцового перекрытия

По формуле 4.17 () коэффициент , учитывающий суммарную длину контактных линий

По формуле 4.20 () удельная расчетная окружная сила

По формуле 4.13 () контактные напряжения где:          - коэффициент , учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев

- коэффициент , учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес                           ()

По формуле 4.24 ()

Условие контактной выносливости выполняется

2.6  ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ НА КОНТАКТНУЮ ПРОЧНОСТЬ ПРИ ДЕЙСТВИИ МАКСИМАЛЬНОЙ НАГРУЗКИ.

По формуле 4.25 () расчетное напряжение , создаваемое наибольшей нагрузкой

Следовательно , условие выполняется.

2.7  ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ИЗГИБА ПРИ РАСЧЕТЕ НА ВЫНОСЛИВОСТЬ.

По формуле 3.23 () эквивалентное число циклов перемены напряжений для колеса 4

Т.к.             (),               для колес (3 и 4) тихоходной и быстроходной (1 и2) ступеней.

Пределы выносливости зубьев при изгибе           для шестерни 3 и колеса 4 ()

По формуле 3.21 () пределы выносливости зубьев при изгибе           для шестерни 3 и колеса 4 где:      - коэффициент , учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки,             ()

По формуле 3.19 ()коэффициент безопасности

- коэффициент , учитывающий нестабильность материала колеса.

- коэффициент , учитывающий способ получения заготовки колеса.

По формуле 3.18 () допускаемые напряжения изгиба для шестерни 3 и колеса 4

где:          - коэффициент , учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений

- коэффициент , учитывающий шероховатость переходной поверхности зубьев,

- коэффициент , учитывающий размеры зубчатого колеса

2.8  ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ПРИ РАСЧЕТЕ НА ПРОЧНОСТЬ ПРИ ИЗГИБЕ МАКСИМАЛЬНОЙ НАГРУЗКОЙ.

Предельное напряжение , не вызывает остаточных деформаций или хрупкого излома зубьев () , для шестерни 3 и колеса 4

По формуле 3.25 () допускаемые предельные напряжения для шестерни 3 и колеса 4 где:          

2.9  ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ НА ВЫНОСЛИВОСТЬ ПРИ ИЗГИБЕ.

По графику на рис. 12 () коэффициент , учитывающий форму зуба для шестерни 3 и колеса