Для шестерни 50…59нrс (545 нв) nно  108 циклов.

Сравнивая N_НЕ и N_НО , отмечаем, что для колеса N_НЕ > N_НО.

Так как шестерня вращается в 6 раз быстрее, то аналогичным образом получим и для нее

7,94610⁷ > 10⁸ циклов, т.е. N_НЕ > N_НО.

Таким образом, для обоих зубчатых колес К_HL = 1, так как

К_HL =

Допускаемые контактные напряжения:

Для шестерни:

_н₁ =  К_HL =  1 = 875 МПа.

Для колеса:

_н₂ =  К_HL =  1 = 509 МПа.

Так как НВ₁ – НВ₂ = 545-245 = 300  70, то

_н = = = 692 > 1,25_н_min = 1,25509 = 636 МПа

9.3. Определяем допускаемые напряжения изгиба.

По табл. 2:

Для шестерни:

_FО1 = 12 НRC_сердц + 300 = 12 28 + 300 = 636 МПа,

здесь 28 НRC – среднее значение НRC.

Для колеса:

_FО2 = 1,8 НВ = 1,8  245 = 441 МПа.

Эквивалентное число циклов для колеса:

N_FE = 60  с   ( )⁶  n_i  t_i

N_FЕ = 601 ((1)⁶ 284023005 + (0,9)⁶45043005) =

= 60 (8520000+1434890) = 0,15  10⁷ циклов

Для всех сталей N_FО = 4  10⁶ циклов

Таким образом, N_FЕ > N_FО. При этом К_FL = 1, так как

К_FL =

Передача нереверсивная, поэтому К_FС = 1.

По табл. 2 для стали 40Х S_F = 1,75.

Допускаемые напряжения изгиба:

_F =  К_FL К_FС

Для шестерни: _F₁ = = 363 МПа,

для колеса: _F₂ = = 252 МПа.

9.4. Допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке.

По табл. 2 предельные контактные напряжения:

Для шестерни: _Н_мах1 = 30 НRC_пов = 30  54,5 = 1635 МПа,

для колеса: _Н_мах2 = 2,8  550 = 1540 МПа.

Предельные напряжения изгиба по табл.2:

Для шестерни: _F_мах1 = 2,74  НВ = 2,74  245 = 671 МПа,

для колеса: _F_мах2 = 1000 МПа.

9.6. Крутящие моменты:

на входном валу Т₁ = , где

₁ = = 297 с^-1.

Т₁ = = 10 10³ Нмм,

На выходном валу: Т₂ = Т₁  U  h

Т₂ = 10  6,3  0,97 = 61 Нм = 61  10³ Нмм.

9.7. Определяем предварительно межосевое расстояние:

а = 0,75  (U + 1) 

По табл. 3 принимаем _ba = 0,4 и _bdмах = 1,4

Проверяем _ba по максимальному значению:

_bd = 0,5  _ba  (U + 1)

_bd = 0,5  0,4  (6,3 + 1) = 1,4 ( _bdмах = 1,4)

По рис. 2 К_Н = 1,08 (для схемы V и _bd =1,4)

Е_пр = 2,1  10⁵ МПа.

Ранее было найдено _н = 636 МПа и Т₂ = 61  10³ Нмм.

а = 0,75  (6 + 1)  = 113,9 мм

Округляем по ряду Rа40 для нестандартных редукторов:

а = 110 мм.

9.8. Определяем расчетные размеры и параметры зубчатых колес.

Ширина колес:

b_W = _ba  а = 0,4  110 = 44 мм.

По табл. 4 принимаем _m = 30 и находим модуль:

m_n = = 1,47 мм.

По табл. 5 назначаем m_n = 1,5 мм.

Принимаем коэффициент осевого перекрытия _ = 1,2 и определяем угол :

_ = , откуда

sin  = = 0,128

 7

Суммарное число зубьев:

Z_ = = 145,6

Принимаем Z_ = 146 зубьев.

Число зубьев шестерни:

Z₁ = = 21 > Z_min = 17.

Число зубьев колеса:

Z₂ = Z_ - Z₁ = 146 – 21 = 125.

Фактическое передаточное число:

U = = 6,1

Отклонение от заданного:

 100% =3 , что меньше допустимого  4%.

Уточняем угол  по межосевому расстоянию:

cos  = = 0,9955

 = 52754

Делительные диаметры:

d₁ = = 31,64 мм

d₂ = = 188,36 мм

Диаметры выступов:

d_а1 = d₁ + 2  m_n = 31,64 + 2  1,5 = 34,64 мм

d_а2 = d₂ + 2  m_n = 188,36 + 2  1,5 = 191,36 мм

Диаметры впадин:

d_f1 = d₁ – 2,5  m_n = 31,64 – 2,5  1,5 = 27,89 мм

d_f2 = d₂ – 2,5  m_n = 188,36 – 2,5  1,5 = 184,61 мм

9.9. Выполняем проверочный расчет по контактным напряжениям:

_н = 1,18  Z_Н 

Предварительно определяем окружную скорость:

V = = 1590 мм/с = 1,59 м/с

По табл. 6 назначаем 9-ю степень точности.

По табл. 7: К_НV = 1,02

По рис. 2 К_Н = 1,08

Тогда К_Н = К_НVК_Н = 1,02  1,08 = 1,091.

По табл.8 К_Н = 1,13

Проверяем коэффициент торцового перекрытия:

_ = [1,88 – 3,2 ( )] cos  = [1,88 – 3,2 ( )]0,9955 = 1,69

Тогда:

Z_H = = = 0,814

Тогда:

_н = 1,18  0,814  = 630 МПа < 636 МПа

Корректировка b_W не требуется.

9.10. Проверочный расчет по напряжениям изгиба:

_F =

Эквивалентное число зубьев:

Z_V1 =  21

Z_V2 = = 127

По рис. 3 при х = 0 находим:

Для шестерни: y_F1 = 4,10

для колеса: y_F2 = 3,75

= = 88,54;

= = 67,2.

Расчет выполняем по меньшему значению, т.е. по колесу.

По рис. 2 К_F = 1,18.

По табл. 7 К_FV = 1,055.

При этом К_F = К_F  К_FV = 1,18  1,055 = 1,245.

Далее,

F_t = = 2845 Н

_F = = 154 МПа < 252 МПа.

Условия прочности соблюдаются.

9.11. Проверочный расчет на перегрузку.

_Нмах = _Н  [_Н] _мах

_Нмах = 630  = 888 МПа < 1540 МПа

_Fмах = _F  [_F] _мах

_Fмах = 154  2 = 308 МПа < 1000 МПа

Таким образом, условия прочности соблюдаются.

Литература

1. Иванов М.Н. Детали машин. М., «Высшая школа», 1991, 383с.

2. Решетов Д.Н. Детали машин. М., Машиностроение, 1989, 496с.

3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М., «Высшая школа», 1991, 432с.

Содержание

	Стр.
1. Условия, принятые при расчете	3
2. Исходные данные	3
3.Подбор электродвигателя	4
4. Определение передаточного числа привода и его ступеней	8
5. Материалы зубчатых колес	9
6. Допускаемые напряжения	9
7. Кинематический и силовой расчет передачи	16
8. Расчетные размеры и параметры	17
9. Проверочный расчет	20
10. Пример расчета прямозубой цилиндрической передачи	25
11. Пример расчета косозубой цилиндрической передачи	32
Литература	39

6