Файл: Eroshkin_Detali_Mashin_Full_LAST_1.docx

2 Расчет передач привода

2.1 Выбор материалов, термообработки и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес

Для изготовления колеса выбираем материал Сталь 40Х.

Для изготовления шестерни выбираем материал Сталь 40Х.

Назначаем термообработку по таблице 8.7, [2]:

для шестерни –азотирование до Н=490НB;

для колеса – улучшение до Н=245НВ.

Предел контактной выносливости шестерни ,МПа при улучшении рассчитывается по формуле из таблицы 8.8, [2]:

(2.1)

где HВ – назначенная твердость поверхности шестерни;

Предел контактной выносливости колеса при улучшении , МПа рассчитывается по формуле из таблицы 8.8, [2]:

(2.2)

где НВ – назначенная твердость поверхности колеса;

Циклическая долговечность для шестерни и колеса рассчитывается по формуле [1]:

(2.3)

где НВ – назначенная твёрдость поверхности зуба;

Расчётный срок службы рассчитываем по формуле:

, (2.4)

где  – количество лет службы привода( лет, задано по условию задачи);

- количество недель в году ();

 – количество рабочих дней в неделю (принимаем );

 – количество рабочих смен в день(принимаем );

 – количество часов в смену (принимаем );

Эквивалентное число циклов напряжений рассчитывается по формуле [2]:

(2.5)

где - коэффициент режима работы (по таблице 8.9, [2] для среднего режима работы =0,25);

с – чисто зацеплений зуба за один поворот колеса (в нашем случае с=1);

n – частота вращения, мин^-1;

- расчетный срок службы,ч.

Тогда :

Коэффициент долговечности рассчитывается по формуле (8.59), [2]:

(2.6)

принимаем =1,003;

принимаем =1.

При улучшении для соответственно шестерни и колеса коэффициент безопасности выбираем

Определяем допускаемые контактные напряжения,МПа по формуле [2]:

(2.7)

Допускаемое контактное напряжение для передачи определяется по формуле [2]:

(2.8)

Определяем допускаемые напряжения изгиба ,МПа по формуле [2]:

(2.9)

где - предел выносливости по напряжениям изгиба, МПа;

- коэффициент безопасности;

- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;

- коэффициент долговечности.

Предел выносливости по напряжениям изгиба , МПа при улучшении раcсчитывается по формуле из таблицы 8.8, [2]:

(2.10)

Коэффициент безопасности выбирается из таблицы 8.8, [2] в зависимости от термообработки.

При улучшении для шестерни выбираем

При улучшении для колеса выбираем

Коэффициент долговечности рассчитывается по формуле [2]:

(2.11)

где - циклическая долговечность ( для всех сталей [2] );

- эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба рассчитывается по формуле [2] :

(2.12)

где - коэффициент режима работы (по таблице 8.9, [2]для среднего режима работы );

Тогда для шестерни:

для колеса:

Коэффициент долговечности :

для шестерни:

для колеса:

По рекомендациям [2] при <1 принимают =1 , а <1 принимаем

Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки в нашем случае при одностороннем приложении нагрузки =1.

Тогда допускаемые напряжения изгиба:

для шестерни:

для колеса:

2.2 Проектный расчет зубчатых передач

Проектный расчет зубчатых передач ведем относительно делительного диаметра шестерни d₁,м по формуле [2]:

(2.13)

где - приведенный модуль упругости материала шестерни (для сталей );

- крутящий момент на валу шестерни,

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

- коэффициент концентрации нагрузки;

- передаточное число передачи;

- коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра.

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями определяется по формуле [2]:

(2.14)

где - степень точности изготовления колес по нормам плавности. Назначаем =7. Тогда:

Коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра рассчитывается по формуле [2] :

(2.15)

где - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния, выбирается по таблице 8.4, [2].

При несимметричном расположении колес относительно опор при твердости зубьев Н<350HB . Принимаем

Тогда:

Коэффициент концентрации нагрузки (выбирается по графикам (рисунок 8.15, [2]) в зависимости от твердости шестерни НВ, вида редуктора и коэффициента ). В нашем случае

Тогда:

Определим ширину колеса ,мм по формуле (8.16), [2]:

(2.16)

Определим модуль передачи m, мм по формуле [2]:

(2.17)

где - коэффициент модуля (определяется по таблице 8.5, [2] в зависимости от твердости при Н<350HB ). Принимаем тогда:

По ГОСТ 9563-80 выбираем стандартный модуль

Определяем число зубьев шестерни и колеса , делительный диаметр шестерни , мм и колеса , мм и межосевое расстояние передачи ,мм по формулам [2]:

(2.18)

Передаточное отношение:

(2.19)

Межосевое расстояние:

(2.20)

Делительные диаметры:

(2.21)

для шестерни:

для колеса:

Диаметры вершин зубьев: