ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ КОСОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ ВНЕШНЕГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ

Рассчитать зубчатую цилиндрическую косозубую передачу одноступенчатого редуктора с моментом на выходе Т₂ = 900 Нм.

Частоты вращения входного и выходного валов передачи равны

= 210 об/мин и =70 об/мин соответственно, т. е. передаточное число и = 3.

Передача нереверсивная,с симметричным расположением шестерни относи­тельно опор. Время безотказной работы = 10 000 часов в тяжелом режиме на-гружения.

Зубчатые колеса изготовлены из стали 40Х, закаленной по поверхности до твер­дости , термообработка типа «улучшение» с последующей закалкой ТВЧ по контуру до заявленной твердости.

В качестве параметров исходного контура инструмента принять:

коэффициент высоты головки зуба; коэффициент высоты ножки зуба; — коэффициент радиального зазора; — угол профиля рейки.

Замечание. Здесь и далее в п.п. 3.1 — 3.3 при обозначении переменных индекс 1 от­носится к ведущему колесу (шестерне), а индекс 2 — к ведомому.

Расчет

Проектировочный расчет передачи выполняется с целью определения ее геометриче­ских размеров из условия прочности по контактным напряжениям и напряжениям из­гиба, и начинается с определения допускаемых напряжений по контакту и по изгибу.

Определение допускаемых напряжений Числа циклов нагружения шестерни и колеса (7.1.104):

134 Глава 3. Передаточные механизмы

где и — числа зацеплений зуба шестерни и колеса за время одного оборота.

Приведенные числа циклов нагружения по контактным напряжениям и напря­жениям изгиба, и , зависят от значений коэффициентов приведения и переменного режима работы к постоянному. Для тяжелого режима коэффи­циенты приведения по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба равны = 0,5 и =0,2 соответственно (табл. 7.1.7). Эти значения коэффициентов получены при условии, что показатель степени кривой выносливости при расчете прочности по контакту равен = 6, а по изгибу — = 9.

Приведенное число циклов нагружения по контактным напряжениям:

 

Приведенное число циклов нагружения по напряжениям изгиба:

 

 

 

Пределы выносливости зубьев по контактным напряжениям для шестерни и ко­леса (табл. 7.1.9) и коэффициенты запаса выносливости для этих напряжений:

 

 

 

Замечание. Значение коэффициента запаса контактной прочности зависит от однородности материала зуба. Рекомендуется пользоваться следующими зна­чениями: — 1,1, если материал зуба имеет однородную структуру, и = 1,2 — если неоднородную. В рассматриваемом случае применяется закалка по контуру зуба, т. е. материал становится неоднородным (см. табл. 7.1.10), сле­довательно, следует брать = 1,2.

Пределы выносливости зубьев по напряжениям изгиба шестерни и колеса (табл. 7.1.10):

 

 

 

Базовое число циклов нагружения для расчета прочности по контактным напря­жениям (п. 7.1.6):

 

 

 

 

 

3.1. Проектировочный расчет зубчатой цилиндрической косозубой передачи 135

Допускаемые напряжения по контакту (7.1.117):

 

 

 

В качестве допускаемого контактного напряжения для расчета контактной

прочности прямозубой передачи принимается минимальное из этих значений, а именно:

 

Если передача косозубая либо с круговым зубом, тогда, согласно ГОСТ 21354-87, допускаемое напряжение определяется по формуле

 

Для того чтобы окончательно определиться со значением допускаемого напря­жения, нужно учесть, что оно должно удовлетворять следующим условиям:

для передач с косым зубом;

 

 

для передач с круговым зуоом.

 

В рассматриваемом случае эти условия принимают вид

для передачс косым зубом;

 

 

для передач с круговым зубом.

 

Поскольку полученное расчетным путем значение допускаемого напряжения этим условиям не удовлетворяет, то в качестве принимаем его значение на

нижней границе, т. е.

 

Допускаемые напряжения прочности на изгиб (7.1.117) вычисляются для случая, при котором базовое число циклов нагружения шестерни и колеса меньше

действующего числа циклов нагружения , так что

136 Глава 3. Передаточные механизмы

 

Замечание. Показатель степени кривой выносливости по изгибу равен =6, если твердость поверхности . В противном случае = 9.

Определение величины межосевого расстояния из расчета прочности по контактным напряжениям

На этапе проектировочного расчета ряд коэффициентов (коэффициент динамич­ности нагрузки и коэффициент неравномерности нагружения зубьев ), значения которых мало отличаются от единицы, принимаем равными

 

Значение коэффициента концентрации нагрузки можно получить, задав-

шись предварительно конструктивным коэффициентом . Для случая сим-

, тогда

метричного расположения шестерни относительно опор согласно 7.1.3 имеем

и, используя данные табл. 7.1.4, получаем

Аналогично можно определить значение коэффициента концентрации нагрузки при расчете на изгиб. Согласно табл. 7.1.4 запишем

С помощью (7.1.83) рассчитываем предварительное значение межосевого рас­стояния:

Полученную величину межосевого расстояния следует округлить либо до бли­жайшего значения из нормального ряда , либо до значения, оканчивающегося на нуль. Здесь мы принимаем а = 130 мм.

По известному межосевому расстоянию можно вычислить значение ширины ко­леса:

3.1. Проектировочный расчет зубчатой цилиндрической косозубой передачи 137

Для того чтобы скомпенсировать возможные ошибки осевого положения шес­терни относительно колеса, в качестве значения ширины шестерни принимается величина, превышающая на несколько миллиметров ширину колеса

 

Предварительное значение диаметра колеса (7.1.18):