Тема Передаточные механизмы
![]()
|
2.1. Проектировочный расчетИсходя из указанных выше факторов, по заданию выбираем материалы и способ термообработки зубчатых колес. Выбор рекомендуется производить в зависимости от заданной мощности на выходе (NВЫХ). 1. Если NВЫХ < 4 кВт. Материал зубчатых колес – сталь 45, 40Х. Термообработка: – шестерни – улучшение, нормализация, твердость Н1 = (269…262) НВ; – колеса – улучшение, нормализация, твердость Н2 = (235…262) НВ. 2. Если NВЫХ = 4…8 кВт. Материал зубчатых колес – сталь 40Х, 40ХН. Термообработка: – шестерни – закалка, твердость Н1 = (40…60) HRC; – колеса – улучшение, твердость Н2 = (269…302) НВ. 3. Если NВЫХ = 8…15 кВт. Материал зубчатых колес – сталь 40Х, 40ХН. Термообработка: – шестерни и колеса – закалка, твердость Н1 = Н2 (40…60) HRC. 4. Если NВЫХ > 15 кВт. Материал зубчатых колес – сталь 20ХН2М, 12ХН2, 12ХН3А, 8ХГГ, 25ХГНМ. Термообработка: – шестерни и колеса – цементация, твердость Н1 = Н2 (54…64) HRC; – колеса – нитроцементация, азотирование, твердость Н1 = Н2 (550…750) HV. Примечание. Соотношения между числами твердости, определенной различными методами, представлены на рис. 2.3.
б) Рис. 2.3. Перевод значений твердости по различным шкалам к значению твердости по HB: а) по шкале HRC, б) по шкале HV Минимальное число зубьев зубчатых колес, выполненных без смещения, для предотвращения подрезания принимается равным zmin = 17. Выбираем коэффициент ширины зуба: ![]() Таблица 2.2 Коэффициент ширины зуба
Коэффициент ширины зуба по диаметру определяем по формуле ![]() ![]() Полученное значение можно уточнить по табл. 2.3. Таблица 2.3 Коэффициент ширины зуба по диаметру
Расчет на контактную выносливость зубьев служит для предотвращения усталостного выкрашивания активных поверхностей зубьев. Но следует отметить, что после проектировочного расчета необходимо выполнить уточненные проверочные расчеты. Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле, мм: ![]() где «+» – для внешнего зацепления, «–» – для внутреннего зацепления; Ka – вспомогательный коэффициент; T2H – вращающий момент на валу колеса, Н · м: ![]() u – передаточное число: ![]() ![]() ![]() ![]() Вспомогательный коэффициент Ka принимают по табл. 2.4. Таблица 2.4 Значения коэффициента Ka
Коэффициент ![]() ![]()
Номер кривой соответствует передаче на рис. 2.5. ![]() Рис. 2.5. Редукторы Допускаемые контактные напряжения ![]() ![]() где ![]() SH – коэффициент запаса прочности; ZN – коэффициент долговечности; ZR – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев; ![]() ZL – коэффициент, учитывающий влияние вязкости масла; ZX – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса. В проектировочном расчете ![]() В качестве допускаемого контактного напряжения ![]() ![]() ![]() При этом должно выполняться условие ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() = ![]() Предел контактной выносливости ![]() Таблица 2.5 Предел контактной выносливости при базовом числе циклов ![]()
При отсутствии необходимых фактических данных можно применить следующие минимальные коэффициенты запаса прочности SH: – для зубчатых колес, выполненных из материала однородной структуры, принимаем SHmin = 1,1; – для колес с поверхностным упрочнением зубьев SHmin = 1,2; – для передач, выход из строя которых связан с тяжелыми последствиями, значения минимальных коэффициентов запасов прочности следует увеличить до SHmin = 1,25 и SHmin = 1,35 соответственно. Коэффициент долговечности ZN принимают в зависимости от отношения суммарного и базового чисел циклов перемены напряжений в зубьях NK и NHlim по следующим формулам: ZN = ![]() ![]() но не более 2,6 для однородной структуры материала и 1,8 для поверхностного упрочнения; ZN = ![]() ![]() но не менее 0,75, где NHlim – базовое число циклов перемены напряжений; NК – суммарное число циклов перемены напряжений. Суммарное число циклов перемены напряжений NК при постоянной нагрузке определяется следующим образом (и для шестерни, и для колеса): ![]() где с – число зубчатых колес, сцепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом (в данном задании с = 1); n – частота вращения рассчитываемого зубчатого колеса, об/мин; t – срок службы передачи, в часах. Если не задано конкретное число часов работы передачи, а задан срок работы передачи в годах, то t определятся по формуле ![]() где L – срок службы в годах; КГОД, КСУТ– коэффициенты использования передачи в течение года и суток соответственно. Базовое число циклов перемены напряжений ![]()
Используя все найденные параметры, определяют межосевое расстояние. Полученное межосевое расстояние при необходимости округляется до стандартного значения: РЯД 1 – 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400; РЯД 2 – 71, 90, 112, 140, 180, 225, 280, 355, 450. Значения первого ряда следует предпочитать значениям второго. |