2.2.2 Допускаемые напряжения на изгибную выносливость

=1,8НВ

для зубьев шестерни

=1,8*285/1,8=285 МПа

= 1= 5

для зубчатых колес

2= 4=1,8*245/1,8=245 МПа

SF= 1,8 – коэффициент безопасности

KF_L= - коэффициент долговечности

NF_O=4* 10⁶ (для всех колес) – предельное число циклов при изгибе

NF_E=NF*KF_E

Принимаем NF₁=NH₁, NF₂=NH₂, NF₃=NH₃, NF₄=NH_4, NF₆=NH₆

Имеем

NF_E1=NF₁*KF_E=1029*10⁶*0.9317=958*10⁶ цикл.

NF_E2=NF₂*KF_E=2060*10⁶*0.9317=192*10⁶ цикл.

Имеем, что NF_E > NF_O, KF_L=1

Устанавливаем:

МПа

МПа

2.2.3. Определение допускаемых напряжений при перегрузке.

(при пуске или начала работы)

1) =509*1,265=643,84 Мпа; принимаем 644 МПа.

=245*1,265=309,9 Мпа; принимаем 310 МПа.

2.3 Проектный расчет зубчатой передачи тихоходной ступени

2.3.1 Исходные данные

T4=361 Нм; n4= 1399об/мин; U4=2.8; Ka=49.5;

2.3.2 Потребное межосевое расстояние передачи

Принимаем при несимметричном расположении колеса

ba=0,315 тогда

bd=0.5 ba(U4+1)=0.5*0.315(1,8-1)=0.283

В зависимости от схемы расположения колес находим KHB=1.07

Подставляя в формулу, находим

a_w3=

мм,

принимаем стандартные значение

a_w3=160мм

2.3.3 Номинальный модуль зацепления

m_n3=(0.01...0.02) aˊ_w3=1.6...3.2 мм

принимаем m₃=2.5 мм

2.3.4 Рабочая ширина зубьев колеса

b_w6= ba* a_w3=0.315*160=50.4 мм принимаем 50 мм;

2.3.5 Число зубьев колес

Суммарное число зубьев колес

z_E=

Принимаем z_E=128

Действительное значение угла наклона зубьев

Число зубьев шестерни

Z5=Z_E/(Uт+1)=128/2.8+1=33.68 принимаем 34

Число зубьев колеса

Z6=Z_E-Z5=128-34=94

Действительное значение передаточного отношения быстроходной ступени

U4=Z6/Z5=94/34=2,76

отклонение составляет

2.3.6 Размеры зубчатых колес

Делительные диаметры:

для шестерни

d₅=m_n3Z₅ =2.5*34 =85 мм

для колеса

d₆= m_n3Z₆=2.5*94=235 мм

Диаметры окружностей вершин

для шестерни

d_a5= d₅+2*m_n3=90 мм

для колеса

d_a6= d₆+2*m_n3 =240 мм

Диаметры окружностей впадин для шестерни

d_f5= d₅-2.5*m_n3 =78,75 мм

для колеса

d_f6= d₆-2.5*m_n3 =228,75 мм

Уточняем меж осевое расстояние

a_w3=(d₅+d₆)/2=320/2 =160мм

Ширина зубчатого венца шестерни

B₅=b_{6 + 2..5}=54 мм

Принимаем b₃=54 мм

2.3.7 Проверочный расчет по контактным напряжениям

1) Предварительно определяем окружную скорость:

V_ok=w₄*d₅/2=(3.14*28,98*235)/30*2*1000=0.356 м/с

Назначаем 9-ю степени точности для тихоходной передачи.

Коэффициенты динамической нагрузки:

2) Нагрузки в зацеплении

окружная сила Н

радиальная сила Н

3) Находим удельные расчетные окружные силы

W_Ht=F_t3/b₆*K_HB*K_HV*K_Ha=3080/50*1.07*1.0*1.1=72.5 Н/мм

W_Ft=F_t3/b₆*K_FB*K_FV*K_Fa=3080/50*1.2*1.053*1.0=77.8 Н/мм

4) Проверка прочности зубьев по контактным напряжениям

_H4=436*

1;

_H4=436*

Условия прочности выполняется.

5) Проверка прочности зубьев колеса по напряжениям изгиба

_F6=Kfa*Kfb*Kfv*Y_B*Y_Fs2* ;

Yfs1=3.75; Yfs2=3.6; Yb=1; Kfa=1.2 Kfb=3.6 Kfv=1.053

_F6=3.6*1.2*1.053*1* =112.08 МПа

_F6 условие прочности выполняется.

6) Проверка прочности зубьев при перегрузке

= ₆*

= ₆*

2.4 Расчет зубчатой передачи быстроходной ступени

2.4.1 Исходные данные

T1=35 Нм; n1=1399 об/мин; U1=5; Ka=49.5;

2.4.2 Потребное межосевое расстояние передачи

Принимаем при несимметричном расположении колеса

ba=0,315 тогда

bd=0.5 ba(U1+1)=0.5*0.315(5+1)=0.75

В зависимости от схемы расположения колес находим KHB=1.18

Подставляя в формулу, находим

a_w1=

мм,

принимаем стандартные значение

a_w1=90мм

2.4.3 Номинальный модуль зацепления

m_n1=(0.01...0.02) aˊ_w1=0.9...1.8 мм

принимаем m₁=1.5 мм

2.4.4 Рабочая ширина зубьев колеса

b_w2= ba* a_w1=0.315*90=22.5 мм принимаем 24 мм;

2.4.5 Число зубьев колес

Суммарное число зубьев колес

z_E=

Принимаем z_E=120

Число зубьев шестерни

Z1=Z_E/(U1+1)=120/5+1=20 принимаем 20

Число зубьев колеса

Z2=Z_E-Z1=120-20=100

Действительное значение передаточного отношения быстроходной ступени

U1=Z2/Z1=100/20=5

отклонение составляет

2.4.6 Размеры зубчатых колес

Делительные диаметры:

для шестерни

d₁=m_n1Z₁ =1.5*20 =30мм

для колеса

d₂= m_n1Z₂=1.5*100=150 мм

Диаметры окружностей вершин

для шестерни

d_a1= d₁+2*m_n1=33 мм

для колеса

d_a2= d₂+2*m_n1 =153 мм

Диаметры окружностей впадин для шестерни

d_f1= d₁-2.5*m_n1 =26.25 мм

для колеса

d_f2= d₂-2.5*m_n2 =146.25 мм

Уточняем меж осевое расстояние

a_w1=(d₁+d₂)/2=180/2 =90мм

Ширина зубчатого венца шестерни

B₁=b_{2 + 2..5}=28 мм

Принимаем b₃=28 мм