1.3 Проектировочный расчет зубчатых передач редуктора

Зубчатые передачи обеих ступеней закрытые. Основной характер разрушения - усталостное выкрашивание активных поверхностей зубьев под действием контактных напряжений. Проектировочный расчет следует начинать с определения межосевого расстояния из условия сопротивления контактной усталости.

1.3.1 Материал и термообработка зубчатых колес

В целях унификации [2, с.4] материалов для зубчатых колес обеих ступеней с учетом мелкосерийного производства принимаем сталь 40Х

ГОСТ 4543-71.

Быстроходная ступень (Б.ст.) редуктора - цилиндрическая косозубая; тихоходная (Т.ст.) - цилиндрическая косозубая. Выпуск мелкосерийный, жесткие требования к габаритам и массе отсутствуют. По рекомендациям

[2, с.3, п. 1.1.4], назначаем термообработку зубьев:

- шестерен z₁ - поверхностную закалку ТВЧ (ТВЧ1);

- колес z₂- улучшение (У2).

Механические свойства стали 40Х после термообработки [2, с.5] с предположением, что D < 125 мм и S < 80 мм, даны в таблице 1.5.

Таблица 1.5- Механические свойства z₁ и z₂ из стали 40Х

Наименование параметра	Зубчатое колесо		Примечание
	шестерня z1	колесо z2
1 Термообработка	закалка ТВЧ1	Улучшение (У2)
2 Твердость поверхности	(40...50) HRCэ	(269…302) HВ
средняя по Роквеллу, HRCэ	47,5	-
по Бринеллю, НВ	460	285
по Виккерсу, HV	500	290
3 Предел прочности σв, МПа	900	900
4 Предел текучести σт, МПа	750	750

1.3.2 Режим работы передачи и число циклов перемены напряжений

Коэффициенты приведения заданного переменного режима (рисунок 2 ТЗ) к эквивалентному постоянному [2, с. 8]:

, (1.7)

где m - показатель степени отношения моментов: ;,

q - показатель степени кривой усталости: и тогда.

При расчете по контактным напряжениям :

; (1,0³·0,5)+(0,5³·0,1)+(0,35³·0,2)+(0,25³·0,1)+(0,1³·0,1) = 0,52

при расчете по напряжениям изгиба :

; (1,0⁶·0,5)+(0,5⁶·0,1)+(0,35⁶·0,2)+(0,25⁶·0,1)+(0,1⁶·0,1) = 0,50

Судя по величинам изаданный режим работы наиболее приближается [2, с.8, таблица 2.1 ] к типовому тяжелому.

Требуемая долговечность передачи в часах [2, с.8]:

L_h = 365·24 k_гk_сh = 365·24·0,4·0,4·5 = 7008ч,

где k_г=0,4 - коэффициент годового использования;

k_с = 0,4- коэффициент суточного использования;

h = 5 лет - срок службы передачи в годах.

Суммарное число циклов перемены напряжений за весь срок службы [2,с.8]: ,

где n - частота вращения зубчатого колеса, мин ^-1;

с - число зацеплений зуба за один оборот зубчатого колеса: [2, с.9] c =1.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений [2, с.8]:

Базовое число циклов перемены напряжений [2, с.9]:

-по контактным напряжениям ,

где -средняя твердость поверхности зубьев по Бринеллю;

- по изгибным напряжениям: .

Результаты расчета , ,,представлены в таблице 1.6.

Таблица 1.6 - Число циклов перемены напряжений в зубьях

Ступень и зубчатое колесо		n, мин-1	Число циклов N в миллионах
			NΣ	NHE	NHlim	Сравнен	NFE	Сравнен
Б.ст.	z1	925.0	389	203	74	NHE > NHlim	195	NFE> NFlim
	z2	165.2	69	36	23	NHE > NHlim	35	NFE> NFlim
Т.ст.	z1	165.2	69	36	74	NHE< NHlim	35	NFE> NFlim
	z2	36.7	15	8	23	NHE< NHlim	8	NFE> NFlim

1.3.3 Допускаемые контактные напряжения на сопротивление

усталости

Расчетное допускаемое контактное напряжение [2, с. 10], МПа:

, (1.8)

где А = 1,25 - для цилиндрической передачи (Т.ст.) и А = 1,25 - для цилиндрической передачи (Б.ст.);

- допускаемые напряжения в прямых зубьях, МПа;

- наименьшее из двух значений и .

Согласно [2, с.9]

, (1.9)

где - базовый предел контактной выносливости зубьев, МПа, [2, с.9]:

- для шестерен z₁ (закалка ТВЧ)

= 1008 МПа;

-для колес z₂ (улучшение)

= 640 МПа;

- коэффициент долговечности [2, с. 10] в зависимости от отношения

;

- коэффициент запаса прочности [2, с.10]:

для z₁ = 1,2; для z₂ = 1,1;

произведение = 0,9.

Расчеты по формулам (1.8), (1.9) представлены в таблице 1.7.

Таблица 1.7- Допускаемые контактные напряжения

Ступень, зубчатое колесо		NНlim/NHE	ZN	σHPi	AσHPmin	σHP
Б.ст.	z1	0.36	0.95	718	898
	z2	0.64	0.98	512		554
Т.ст.	z1	2.03	1.13	850	1063
	z2	2.90	1.19	625		625