3.4 Проверочный расчет закрытой конической зубчатой передачи

Проверяем пригодность заготовок колёс.

Условие пригодности заготовок колёс

(3.30)

(3.31)

Диаметр заготовки шестерни

(3.32)

Толщина диска колеса

(3.33)

Проверяем условия пригодности (3.35) и (3.36)

109,2<125 мм;

17,6< 60 мм.

Условия прочности выполняются.

Проверяем контактные напряжения

(3.34)

Эквивалентное число зубьев колеса и шестерни

(3.35)

(3.36)

Y_F1, Y_F2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, определяются по таблице 4.4 [4] в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса, принимаем Y_F2 =3,61 и Y_F1 =3,58;

Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса

(3.37)

где - окружная сила в зацеплении;

(3.38)

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни

(3.39)

Допускается недогрузка по напряжениям изгиба. Условие прочности по напряжениям изгиба выполняется. Представим проектный и проверочный расчеты зубчатой передачи в виде таблиц (таблица 3.1 и таблица 3.2).

Таблица 3.1 – Результаты расчет зубчатой конической быстроходной

передачи редуктора

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Внешнее конусное расстояние RE, мм	132,56	Делительные углы наклона шестерни, колеса,	21,8896° 68,1104°
Модуль зацепления mе, мм	2,1966	Диаметр делительной окружности: шестерни, de1 колеса, de2	98,85 246,02
Ширина зубчатых колес, b	37,8
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2	45 112	Диаметр вершин: шестерни, dа1 колеса, dа2	103,86 247,28

Таблица 3.2 – Проверочный расчет зубчатой конической передачи быстроходной ступени редуктора

Проверочный расчет
Параметр		Допускаемые значения, МПа	Расчетные значения, МПа	Примечания
Контактное напряжение, σH		458,35	444,5	недогрузка 0,11 %
Напряжение изгиба	σF1	281,55	129,2	недогрузка
	σF2	237,93	130,2	недогрузка

4. Расчет тихоходной внутренней прямозубой передачи

4.1 Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс тихоходной зубчатой передачи

Выберем материал для зубчатой пары колёс, одинаковый для шестерни и колеса, но с разными твёрдостями, так как твёрдость зубьев шестерни должна быть больше твёрдости зубьев колеса

Принимаем для шестерни – 40Х и для колеса - 45 [4]. Выберем термообработку для зубьев шестерни - улучшение и для зубьев колеса - улучшение.

Выберем интервал твёрдости зубьев шестерни HB₃ = 269…302 HB и колеса HB₄ = 235…262 HB.

Определяем среднюю твёрдость зубьев шестерни HB_3ср и колеса HB_4ср

Определяем разность средних твёрдостей зубьев шестерни и колеса

При этом соблюдается необходимая разность средних твёрдостей зубьев шестерни и колеса.

Определяем механические характеристики сталей для шестерни и колеса:

- для шестерни

- для колеса

По таблице 3.2 [4] выбираем предельные значения размеров заготовки шестерни (D_пред - диаметр) и колеса (S_пред - толщина обода или диска):

- для шестерни D_пред = 125 мм,

- для колеса S_пред = 80 мм.

Определяем допускаемые контактные напряжения .

Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни K_HL3 и колеса K_HL4

(4.1)

где N_HO3=10·10⁶ циклов – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [4];

N₃ – число циклов перемены напряжений за весь срок службы

(4.2)

где ω₃ - угловая скорость быстроходного вала,

L_h=49000 ч. – срок службы привода;

Т.к. , то принимаем K_HL3 = 1.

(4.3)

где N_HO4=10·10⁶ циклов – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [4];

N₄ – число циклов перемены напряжений за весь срок службы

(4.4)

где ω₄- угловая скорость тихоходного вала,

L_h=49000 ч. – срок службы привода;

Т.к., то принимаем K_HL4 = 1.

Определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу выносливости при числе циклов перемены напряжений N_HO3 и N_HO4

(4.5)

(4.6)

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса

(4.7)

(4.8)

Расчет будем вести по наименьшему значению из полученных, то есть .