Определение допускаемых напряжений
Твердость зубчатых колес выбирают в зависимости от назначения и условий работы передачи. В курсовой работе применяются углеродистые и легированные стали, подвергнутые термической обработке, что позволяет обеспечивать требуемую твердость материала при заданной толщине заготовки.
Таблица 5.
Варианты твердостей зубчатой пары
Вариант | колесо | шестерня | ||
твердость | ГОСТ 8479-70 | твердость | ГОСТ 8479-70 | |
212…248 НВ | КП490 (655) | 248…293 НВ | КП640 (785) | |
223…262 НВ | КП540 (685) | 262…311 НВ | КП685(835) | |
235…277 НВ | КП590 (735) | 277…321 НВ | КП735 (880) | |
248…293 НВ | КП640 (785) | 293…331 НВ | КП785 (930) | |
235…277 НВ | КП590 (735) | 277…321 НВ | КП735 (880) | |
Примечание: ГОСТ 8479-70 устанавливает свойства поковок; обозначение: КП – категория прочности; число из трех цифр – предел текучести в МПа; в скобках дано значение предела прочности в МПа |
В курсовой работе вариант твердости зубчатой пары определяется исходными данными к курсовой работе (таблица 1).
Выбор твердости у шестерни и колеса производится по правилу: верхний предел твердости колеса должен соответствовать нижнему пределу твердости шестерни.
Допускаемые напряжения определяются для случая:
- режим работы непрерывный с постоянной нагрузкой;
- передача косозубая;
- заготовка – поковка;
- термообработка зубчатых колес – улучшение (закалка с последующим высокотемпературным отпуском).
Допускаемые напряжения в расчете на
контактную выносливость
Этот вид расчета исключает усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев – основной вид разрушения поверхности зубьев для большинства закрытых быстроходных передах, работающих при хорошей смазке. |
Допускаемые контактные напряжения для пары сопрягаемых колес устанавливается следующим образом:
, МПа
где , ;
– среднее значение твердости;
– коэффициент безопасности для однородной структуры материала.
Допускаемые напряжения в расчете
на изгибную выносливость
Этот вид расчета исключает усталостную поломку зубьев. Определяют допускаемые напряжения раздельно для шестерни и колеса по формуле:
, МПа где – среднее значение твердости; – коэффициент безопасности. |
2.3.2. Проектировочный расчет косозубой
зубчатой передачи
Цель расчета: определение межосевого расстояния и других параметров передачи, исключающих выкрашивание рабочей поверхности зубьев в работающей зубчатой паре.
Ориентировочное значение межосевого расстояния
, мм
где – крутящий момент на колесе, Н м;
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии
– коэффициент относительной ширины колеса для любых колес при симметричном расположении относительно опор.
Полученное значение (мм) округляют до ближайшего большего числа по ГОСТ 2185-66.
1-й ряд | ||||||||||||
2-й ряд | – | – |
Примечание. Значения первого ряда предпочтительны.
Дальнейший ход расчета рекомендуется проводить в следующей последовательности:
Задают модуль передачи , мм,
который округляют до ближайшего стандартного значения.
Стандартный ряд (выборка) модулей
1-й ряд | 1,25 | 1,5 | 2,5 | |||||||
2-й ряд | 1,75 | 2,25 | 2,75 | 3,5 | 4,5 | 5,5 |
Для простановки линейных размеров – диаметров, длин,
высот и др. стандартом устанавливаются ряды, приведенные
в таблице 6.
Таблица 6.
Нормальные линейные размеры (ГОСТ 6636-69)
Ra 20 | Ra 40 | Ra 20 | Ra 40 | Ra 20 | Ra 40 | Ra 20 | Ra 40 |
1,0 | 1,00 | 5,6 | 5,6 | ||||
1,05 | 6,0 | ||||||
1,1 | 1,10 | 6,3 | 6,3 | ||||
1,15 | 6,7 | ||||||
1,2 | 1,20 | 7,1 | 7,1 | ||||
1,30 | 7,5 | ||||||
1,4 | 1,40 | 8,0 | 8,0 | ||||
1,50 | 8,5 | ||||||
1,6 | 1,60 | 9,0 | 9,0 | ||||
1,70 | 9,5 | ||||||
1,8 | 1,80 | 10,0 | 10,0 | ||||
1,90 | 10,5 | ||||||
2,0 | 2,00 | 11,0 | 11,0 | ||||
2,10 | 11,5 | ||||||
2,2 | 2,20 | 12,0 | 12,0 | ||||
2,40 | 13,0 | ||||||
2,5 | 2,50 | 14,0 | 14,0 | ||||
2,60 | 15,0 | ||||||
2,8 | 2,80 | 16,0 | 16,0 | ||||
3,00 | 17,0 | ||||||
3,2 | 3,20 | 18,0 | 18,0 | ||||
3,40 | 19,0 | ||||||
3,6 | 3,60 | 20,0 | 20,0 | ||||
3,80 | 21,0 | ||||||
4,0 | 4,00 | 22,0 | 22,0 | ||||
4,20 | 24,0 | ||||||
4,5 | 4,50 | 25,0 | 25,0 | ||||
4,80 | 26,0 | ||||||
5,0 | 5,00 | 28,0 | 28,0 | ||||
5,30 | 30,0 |
Примечание. Из установленных стандартом рядов (Ra5, Ra10, Ra20, Ra40) приведены ряды Ra20, Ra40 с более мелкой градацией
Все параметры зацепления выражаются через модуль.
Ширина колеса определяется равенством: , мм.
Ширина шестерни назначается , мм.
Полученные размеры согласовать со стандартными по ГОСТ 6636-69 (таблица 6).
Устанавливают угол наклона зуба: .
Минимальный угол наклона зуба .
Затем определяют:
- суммарное число зубьев передачи , принимая в качестве целую часть числа ;
- число зубьев шестерни , округляя до целого числа ;
- число зубьев колеса .
Уточняют значение угла наклона зубьев .
Уточняют фактическое передаточное число и его отклонение от заданного:
, .
Производится расчет геометрических параметров зубчатых колес по формулам, приведенным в таблице 7.
Таблица 7.
Расчет геометрических размеров зубчатых колес
Наименование параметра | Обозначение | Формула | |
1. Делительный диаметр, мм | шестерни | ||
колеса |
Продолжение таблицы 7.
2. Межосевое расстояние, мм | |||
3. Диаметр вершин зубьев, мм | шестерни | ||
колеса | |||
4. Диаметр впадин зубьев, мм | шестерни | ||
колеса |
2.3.3. Проверочный расчет зубчатой передачи
на выносливость при изгибе
Для исключения усталостной поломки зубьев необходимо сопоставить расчетное местное напряжение от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемые напряжения :
.
Данное условие проверяют раздельно для шестерни и колеса. Расчетное местное напряжение при изгибе определяется по формуле:
- для колеса ,
- для шестерни ,
где – коэффициент нагрузки при изгибе;
– коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений;
– эквивалентное число зубьев;
– коэффициент, учитывающий наклон зуба; .