Допускаемые контактные напряжения

БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра «Детали машин и подъемно-транспортные

машины и механизмы»

Вариант 19

Расчетно-графическая работа

«ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ ПО КОНТАКТНЫМ НАПРЯЖЕНИЯМ И НАПРЯЖЕНИЯМ ИЗГИБА»

Выполнил Чирец А.Н.

Проверил: Бондаренко А.Г.

Минск 2012

Исходные данные

№ задания 19

Типоразмер редуктора Ц2У-200

Схема редуктора

Общее передаточ-ное число редуктора	Ступень, подлежащая расчету	Межосевые расстояния, мм	Номиналь-ный крутящий момент на тихоход-ном валу редуктора, Нм	Номинальная частота вращения входного вала n1, мин-1	Коэффи-циенты использо-вания времени	Срок служ-бы в годах Lгод	Типовой режим нагружения
awт	awб	Ксут	Кгод
	Б					0,2	0,6			1,3

Термообработка шестерни и колеса – улучшение и закалка т.в.ч.

Твердость поверхностей шестерни и колеса – 45-48 единиц HRC.

Марки сталей для колеса и шестерни – Сталь 40Х.

Определение кинематических параметров редуктора

Произведем разбивку общего передаточного числа редуктора по ступеням

,

где u_Б и u_T – передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней соответственно.

Из стандартного ряда номинальных передаточных чисел принимаем u_T=4,5

Из стандартного ряда номинальных передаточных чисел принимаем u_Б=5,6

Ошибка определения передаточного числа

Принимая КПД пары зубчатых колес , определяем вращающие моменты и частоты вращения валов редуктора:

Начальные диаметры шестерни 3 и колеса 4

Принимаем коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния .

Ширина шестерни 3

.

Числа зубьев шестерни и колеса

Проверочный расчет по контактным напряжениям

, (3)

где Z_Е – коэффициент механических свойств материала, принимаем

Z_E =191МПа^1/2;

Z_Н – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

Z_ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

Для тихоходной ступени угол наклона линии зуба .

ε_a - коэффициент торцевого перекрытия;

коэффициент ширины колеса относительно начального диаметра;

K_H – коэффициент расчетной нагрузки при расчете контактных напряжений.

,

где K_Hb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

K_Ha - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K_Hv – коэффициент динамической нагрузки.

Окружная скорость

По таблице [1, табл 10,4] определяем степень точности передачи 9.

Пользуясь таблицей [1, табл 83], определим коэффициент K_Hv:

.

Коэффициент K_Ha определяем из таблицы [1, табл 10,9]:

.

Коэффициент К_Нb принимаем по графику [1, рис. 10,20] в зависимости от схемы передачи, твердости поверхности зубьев шестерни и колеса и параметра :

;

Допускаемые контактные напряжения

Где

где - предел контактной усталости выбирается из таблица [1, табл 10,16]:

Коэффициент безопасности S_Н^lim выбирается по той же таблице:

Коэффициент долговечности ,

где N_K^lim – база испытаний, принимается по графику[1, рис 10,44] в зависимости от твердости.

Пересчет единиц твердости производится по графику [1, рис 10,43]:

- расчетное число циклов перемены напряжений,

n – частота вращения,

с – коэффициент, учитывающий количество зацеплений зуба за вал, с=1;

t_S – суммарный срок службы передачи,

.

Коэффициент режима нагрузки выбираем в зависимости от режима работы по таблице [1, табл 10,17]:

Для шестерни

.

Для колеса

Т.к. > m=20

< m=6

Для шестерни

, принимаем =1

Для колеса

, принимаем

Допускаемые напряжения для шестерни и колеса s_HР1 и s_HР2 соответственно равны:

Расчетное допускаемое напряжение

Проверяем прочность быстроходной ступени по контактным напряжениям:

Проверочный расчет на контактную усталость активных поверхностей зубьев выполняется, т.к. .