Курсовая работа: Расчет зубчатых и червячных передач в курсовом проектировании

Значения базового числа циклов нагружения N_HO =(НВ)³ или см. [2], рис.2.1 в зависимости от средней твердости. Эквивалентное число циклов нагружения за весь срок службы передачи N_HЕ :

при постоянной нагрузке

N_{H Е} =60·n·t·c; (3)

при переменной нагрузке

N_{H Е} =60Σ(T_i /T_max )^m ·n·t_i ·c , (4)

где n – частота вращения шестерни (колеса), мин^-1 ; t_i - срок службы передачи под нагрузкой, ч; с – число зацеплений (число одинаковых зубчатых колес, одновременно находящихся в зацеплении с данной шестерней (колесом); T_i ,T_max ,t_i - заданы циклограммой нагружения (T_max - наибольший длительно действующий момент); m – показатель степени, m=3.

При реверсивной нагрузке значение N_HE уменьшается в 2 раза.

Значения К_HL , принимаемые к расчету, могут быть в пределах 1< К_HL < 2,3 для мягких и 1< К_HL < 1,8 для твердых (>350НВ) колес.

Расчет прямозубых передач ведут по меньшему из полученных для шестерни и колеса значений [σ]_H .

Для непрямозубых передач

[σ]_H =0,45([σ]_{H 1} +[σ]_{H 2} ) , (5)

при этом должно выполняться условие

[σ]_H < 1,23[σ]_Hmin ,

где [σ]_Hmin , как правило, является [σ]_{H 2} .

4.3. Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на

изгиб

Допускаемые напряжения изгиба [σ]_F определяются по формуле:

[σ]_F = σ_{F 0} K_FL /S_F , (6)

где σ_F0 - предел выносливости на изгиб при базовом числе циклов нагружения (табл.3); S_F - коэффициент безопасности (табл.3); K_FL – коэффициент долговечности

, (7)

здесь m – показатель степени, зависящий от твердости: m=6 при твердости < 350НВ; m=9 при твердости >350НВ; N_FЕ – эквивалентное число циклов нагружения зубьев за весь срок службы передачи, определяемое по формулам (3) или (4), но при этом в формуле (4) m=6 при твердости < 350НВ; m=9 при твердости >350НВ.

Значения K_FL , принимаемые к расчету, могут быть в пределах

1< K_FL < 2,08 при твердости < 350НВ и 1< К_FL < 1,63 при твердости >350HB.

Для реверсивных передач значения [σ]_F уменьшают на 20%.

4.4. Определение предельно допускаемых напряжений

При кратковременных перегрузках (расчет на пиковые нагрузки) предельно допускаемыеуле:

, (8)

где i – передаточное отношение ступени редуктора; А – численный коэффициент, А=310 для прямозубых передач; А=270 для косозубых и шевронных передач; Т₂ – вращающий момент на валу колеса, Н·мм; ψ_ba =b₂ /a_w – коэффициент ширины зубчатого венца. По ГОСТ 2185-66* ψ_ba может принимать значения: 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1,0; 1,25. Для прямозубых передач ψ_ba =0,125…0,25; для косозубых ψ_ba =0,25…0,4; для шевронных ψ_ba =0,5…1,0; К_Н – коэффициент нагрузки

К_Н = К_Нα · К_Нβ · К_Нυ ,

где К_Нα - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Для прямозубых передач К_Нα =1, для непрямозубых К_Нα =1,0…1,15; К_Нβ коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (табл. 4). К_Нυ - коэффициент динамичности нагрузки, К_Нυ = 1…1,1.

Таблица 4

Ориентировочные значения К_Нβ

Расположение колес относительно опор	Твердость
	< 350НВ	>350НВ
Симметричное Несимметричное Консольное	1,0…1,15 1,1…1,25 1,2…1,35	1,05…1,25 1,15…1,35 1,25…1,45

По полученному значению а_w принимается ближайшее стандартное по ГОСТ 2185-66 (мм): 40; 50; 63; (71); 80; (90); 100; (112); 125; (140); 160; (180); 200; (224); 250; (280); 315; (355); 400 (значения в скобках менее предпочтительны).

4.6. Выбор модуля зацепления

При твердости зубьев шестерни и колеса < 350НВ m=(0,01…0,02)а_w ; при твердости зубьев шестерни > 45 HRC и колеса < 350НВ m=(0,0125…0,025)а_w ; при твердости зубьев шестерни и колеса > 350 НВ m=(0,016…0,0315)а_w .

По ГОСТ 9563-80* принимается ближайшее стандартное значение модуля, (мм): 1,5; (1,75); 2,0; (2,25); 2,5; (2,75); 3,0; (3,5); 4,0; (4,5); 5,0; (5,5); 6,0; (7,0); 8,0; (9,0); 10… (значения в скобках менее предпочтительны).

Для косозубых и шевронных колес стандартным считают нормальный модуль m_n .

4.7. Определение суммарного числа зубьев

Для прямозубых передач z_Σ = z₁ +z₂ =2а_w /m; для косозубых и шевронных z_Σ = z₁ + z₂ =2а_w соsβ / m_n , где β – угол наклона зубьев. Для косозубых передач β=8…18º, для шевронных β=25…40º.

4.8. Определение чисел зубьев шестерни и колеса

z₁ = z_Σ /(i +1); z₂ =z_Σ - z₁ ,

при этом z₁ > z_min =17cos³ β.

По округленным до целых значениям чисел зубьев уточняется передаточное отношение i= z₂ /z₁ . Расхождение с принятым ранее номинальным передаточным отношением не должно превышать + 2,5%.

4.9. Проверка межосевого расстояния