Расчёт редуктора

10. Выбор материала для изготовления шестерни и колеса.

Для шестерни принимаем (по табл. 2) сталь………. σ _в = МПа; σ_т = МПа; НВ =

Термообработка:

Для колеса в соответствии с рекомендациями:

НВ _2min = HB _1min – (15)(20…30)(50),

подбираем сталь………….. с σ _в = МПа;
σ_т = МПа; НВ =

Термообработка:

11. Средняя твердость шестерни:

НВ ₁ = =

Средняя твердость колеса:

НВ ₂ = =

Таблица 2

Рекомендуемые марки сталей для шестерни и колеса при НВ≤350

Шестерня	Колесо
Марка стали	Сечение, мм	Термообработка	σв МПа	σ т МПа	НВ	Марка стали	Сечение,мм	Термообработка	σв МПа	σт МПа	НВ
ГОСТ 1050-88	40–100	Закалка 820–860^оС, вода, отпуск 550–600°С, воздух			240–267	ГОСТ 1050-88	До 250	Нормализация 850–860°С, воздух			200–236
ГОСТ 1050-88	До 100	Нормализация 800°С, воздух			189–229	ГОСТ 8479-70	100–300	Нормализация 865–895°С, воздух			174–217
18Х2Н4МА ГОСТ 4543-71	До 100	Закалка 860–880^оС, масло, отпуск 525–575°С, воздух			293–331	18Х2Н4МА ГОСТ 8479-70	300–500	Закалка 860–880^оС, масло, отпуск 525–575°С, воздух			262–311
35Х ГОСТ 4543-71	До 100	Закалка 850–870^оС, масло, отпуск 560–640°С, воздух			212–247	35Х ГОСТ 8479-70	100–300	Закалка 850–870^оС, масло, отпуск 560–640°С, воздух			187–229
35ХГСА ГОСТ 4543-71	До 100	Закалка 870–880^оС, масло, отпуск 640–650°С, вода			262–311	35ХГСА ГОСТ 8479-70	100–300	Закалка 880^оС, масло, отпуск 640°С, вода			235–277
45Х ГОСТ 4543-71	До 250	Закалка 840–860^оС, масло, отпуск 520–550°С, воздух			248–293	45Х ГОСТ 8479-70	До 300	Закалка 840^оС, масло, отпуск 550°С, воздух			218–248
40ХН ГОСТ 4543-71	До 100	Закалка 840–860^оС, масло, отпуск 550–600°С, воздух			235–277	40ХН ГОСТ 8479-70	300–500	Закалка 840–860^оС, масло, отпуск 550–650°С, воздух			197–235
40ХН2МА ГОСТ 4543-71	До 250	Закалка 850–870^оС, масло, отпуск 600–630°С, вода			310–354	40ХН2МА ГОСТ 8479-70	100–300	Закалка 860–870^оС, масло, отпуск 650°С, вода			277–321

При средней твердости шестерни НВ ₁ =

базовое число циклов нагружения N_{HG 1}=, а для колеса при НВ ₂ = базовое число циклов нагружения

N_{HG 2=} (табл. 3).

Таблица 3

Средняя твердость поверхности зубьев	НВср HRC	< 200   –				–	–	–	–
NHG циклов (·10^7)	1,0	1,7	2,5	3,6	4,4	6,0	8,0

Поскольку N_{HЕ 2} > N_{HG 2} и N_{HЕ 1} > N_{HG 1}, то = 1

12. Предел контактной выносливости для колеса:

σ _{Н lim2} = 2 НВ ₂ + 70 = МПа

Допускаемое контактное напряжение для колеса:

принимая коэффициент безопасности S_H =

[σ] _{Н 2} = = МПа

Предел контактной выносливости для шестерни:

σ_{Н lim1} = 2НВ₁ + 70 = МПа

Допускаемое контактное напряжение для шестерни:

[σ] _{Н 1} = = МПа

За расчетное допускаемое контактное напряжение в прямозубых передачах принимается [σ] _{Н 2} =

13. Межосевое расстояние для прямозубой передачи.

Принимая предварительно К_Н = 1,3 и задаваясь значениями

ψ_ba = 0,4 и ψ_ba = 0,5 находим два значения a_w по формуле:

a_w1 = 450 (U _ред + 1) =

мм

a_w2 = 450 (U_ред + 1) =

мм

Одно из найденных межосевых расстояний округляем до ближайшего стандартного значения из следующего ряда

a_{w сm} = … 80;90;100;112;125;140;160;180;200… мм.

14. Ширина зубчатых колес:

b ₂ = ∙ a_{w ст} = мм

b ₁ = b ₂ + 5 мм = мм

15. Модуль передачи:

0,01 ∙ a_{w ст} < т < 0,02 ∙ a_{w ст} ,

Рекомендуется принимать значение модуля т _ст=2 мм (или т _ст=1 мм).

Принимаем т _ст = мм

16. Суммарное число зубьев прямозубой передачи:

Z _∑ = =

округлив до целого числа, принимаем: =

17. Число зубьев шестерни:

Z ₁ = = округлив до целого числа, принимаем Z ₁ = при Z _1min = 17

18. Число зубьев колеса:

Z ₂ = Z _∑ – Z ₁ =

19. Уточнение передаточного числа:

U'_ред = =

Отклонение от принятого ранее передаточного числа:

что находится в пределах допустимого [∆ U ] = ±4%.

20. Геометрические размеры колес.

Делительный диаметр шестерни:

d ₁ = m_cт · Z ₁ = мм

значение d ₁ не округлять

Делительный диаметр колеса:

d ₂ = m_cт · Z ₂ = мм

значение d ₂ не округлять

Межосевое расстояние:

а_{w ст} = = мм

Диаметр вершин зубьев шестерни:

d_{a 1} = d ₁ + 2 m _cт = мм

Диаметр вершин зубьев колеса:

d_a2 = d₂ + 2 m _cm = мм

Диаметр впадин зубьев шестерни:

d_{f 1} = d ₁ – 2,5 m _cт = мм

Диаметр впадин зубьев колеса:

d_{f 2} = d ₂ – 2,5 m _ст = мм

21. Проверочный расчет на контактную прочность:

σ _Н =

Отклонение от [σ] _Н:

∆σ% = =

при допускаемом отклонении –5% < [∆σ] < 15%.

Условие прочности выполняется.

22. Проверка зубьев на изгиб.

Эквивалентное время работы передачи в сутки при расчете на

изгиб:

t_FЕ = t + t ′ = час.

23. Эквивалентное время работы передачи в течение всего срока

службы:

T_FЕ = t_FЕ ∙ д ∙ L = час,

где число рабочих дней в году д=260 дн. и срок службы передачи L=5 лет.

24. Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса:

N_{FЕ 2} = 60 ∙ п ₂ ∙ Т_FЕ = циклов

Таким образом, передача работает при постоянной нагрузке, т.к.

N_{FЕ 2} > N_FG = 4 ∙ 10⁶ циклов и = 1

25. Допускаемые напряжения изгиба [σ] _F:

Предел изгибной выносливости для зубьев шестерни σ_{Flim 1} :

σ _{F lim 1} = 1,8 ∙ НВ ₁ = МПа

Предел изгибной выносливости для зубьев колеса σ _{F lim2}:

σ_{Flim 2} = 1,8 ∙ НВ₂ = МПа

где НВ₁ и НВ₂ см. п.11 расчета

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни:

[σ] _{F 1} = = МПа

где коэффициент безопасности S_F = 1,75, а коэффициент

режима работы для нереверсивной передачи Y_A = 1.

Допускаемые напряжения изгиба для колеса:

[σ] _{F 2} = = МПа

26. Окружное усилие на колесе:

F_{t 2} = = Н

(где Т₂ Нм, см. п.7, а d₂ мм – см. п.20 расчета)

27. Коэффициент формы зубьев при расчете на изгиб по местным

напряжениям Y_FS для прямозубых передач определяют в

зависимости от Z (из табл. 4):

У_{FS 1} = (при Z₁=)

У_{FS 2} =(при Z₂=)

Таблица 4

Значения коэффициента Y_FS в зависимости от Z или Z_V

Z или Zv
YFS	4,28	4,23	4,15	4,09	4,05	4,01	3,97	3,93	3,9	3,88

Z или Zv									100 и более
YFS	3,86	3,84	3,82	3,8	3,7	3,66	3,62	3,61	3,6

Напряжения изгиба для зубьев прямозубых передач.

Расчет на изгиб производится для той зубчатки, у которой

отношение = меньше.

Для шестерни: = МПа

Для колеса: = МПа

Для ………………..это отношение меньше, поэтому расчет ведем по зубу ………...

Коэффициент нагрузки при расчете на изгиб предварительно

принимаем К_F = 1,3

Напряжение изгиба для зубьев колеса:

σ _{F 2} = = МПа

Внимание! Размеры b₂ и m_cm подставляются в мм!

Поскольку σ _{F 2} = МПа < [σ] _{F 2} = МПа, то условие

прочности выполняется.

28. Расчет на кратковременные перегрузки.

• По контактным напряжениям

Максимальное допускаемое контактное напряжение при

пусковой перегрузке:

[σ] _{Н max2} = 2,8 ∙ σ_т = МПа

где σ_т= МПа для материала колеса (см. п.10 расчета)

σ _{Н max2} = σ _{Н 2} ∙ = МПа

где σ _{Н 2} см п.21 расчета

Поскольку σ _{Н max2} = МПа < [σ] _{Н max2} = МПа, то

условие прочности выполняется.

• По напряжениям изгиба

Максимальное допускаемое напряжение изгиба при пусковой

перегрузке:

[σ] _{F max 2} = 2,74 ∙ НВ ₂ = МПа, где

где НВ₂ см п.11 расчета

Максимальное напряжение изгиба при пусковой перегрузке:

σ _{F max} = σ _F ∙ = МПа

отношение дано в задании, а σ _F2 см п.27 расчета.

Поскольку σ _{F max2} = МПа < [σ] _{F max2} = МПа, то условие прочности выполняется.

Дата добавления: 2017-02-01