6. Расчет коэффициентов нагрузки.

Коэффициент нагрузки находим по формулам:

А) При расчете на контактную выносливость К_Н=К_Нβ*К_Нυ

Б) При расчете на изгибную выносливость К_F=К_Fβ*К_Fυ, где

К_Нβ и К_Fβ – коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца

К_Нυ и К_Fυ – коэффициент динамической нагрузки

Относительная ширина шестерни:

b/d=0.5Ψ_a(U +1), где

Ψ_a=0,4 – коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

U^’ =4– заданное передаточное число (+1) для внешнего зацепления

К_β= К_β^о(1-х)+х, где

К_Нβ^о = 1,1 и К_Fβ^o = 1,16

Х=0,6 – коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес.

Значение коэффициента динамичности нагрузки К_υ выбираем по [1] таблице 5.6 и 5.7 в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Для определения окружной скорости воспользуемся формулой:

м/с, где

n₂=166,6667 мин ^–1 – частота вращения промежуточного вала редуктора

с_υ=1600 – коэффициент, учитывающий влияние термообработки на свойства материала зубчатого колеса

T₃ – крутящий момент

U – заданное передаточное число

Для вычисленной окружной скорости рекомендуется восьмая ступень точности, которую выбираем по [1] из таблицы 5,5

К_Нυ=1,01 и К_Fυ=1.03

7. Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи тихоходной ступени .

Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.

Значение межосевого расстояния:

, где

8500 – коэффициент определяемый выражением Z_M Z_H Z_Σ0.7 (см. ГОСТ 21354-75 «Расчет на прочность»)

Т₃ – номинальный крутящий момент на валу колеса

U^’ – заданное передаточное число

К_Н – коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

К_Нα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] рис. 6,2);

[σ]_Н- допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Ψ_a = 0,4 – коэффициент ширины зубчатых колес передачи

мм

Полученное значение округляем до значения =160 мм из ряда R_a 40 по ГОСТ 6636-69

Рабочая ширина венца.

Рабочая ширина колеса: мм

Ширина шестерни: мм

Модуль передачи.

, принимаем

мм

Н

мм

Полученное значение модуля m^’_n=1,556 округляем до ближайшего большего значения m_n=2 по ГОСТ 9563-60

Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.

β = > =β_min

Число зубьев шестерни Z₃ и колеса Z_4.

Фактическое значение передаточного числа.

Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

А) зуб колеса:

, где

Т₃ – номинальный крутящий момент на валу колеса

K_F=1.0959 – коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость

K_Fα=0,91 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] таб.6.2)

Y_F4=3.63 – коэффициент формы зуба ([1] таб. 6,2)

Y_F3=3,8– коэффициент формы зуба ([1] рис. 6,2)

Значение Y_F выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Z_v

Y _β – коэффициент, учитывающий наклон зуба

b₄ = 64 – рабочая ширина колеса

m_n = 2– модуль

а = 160 – межосевое расстояние

U = 4 – заданное передаточное число

[σ]_F4 = 308,0788 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

Б) зуб шестерни:

_МПа, где

Определение диаметров делительных окружностей d.

мм

мм

Выполним проверку полученных диаметров.

d₂+ d₁=2а

64+256=320=2а верно

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев d_f и d_a:

dа₃= d₃+2 m_n= мм

dа₄= d₄+2 m_n= мм

d_f3= d₃-2,5 m_n= мм

d_f4= d₄-2,5 m_n= мм

Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовок.

Шестерни проверяем по значениям D, а колеса по S.

Наружный диаметр заготовки шестерни:

D=da₃+6=68 + 6 = 74 мм < D=125 мм

Толщина сечения обода колеса:

S = 8m = 8 *2= 16 мм < S=80 мм, следовательно требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработки заготовки.

Силы действующие на валы зубчатых колес.

Окружная сила:

H

Радиальная сила:

Н

Осевая сила:

Н

8.Расчет звёздочек тяговой цепи.

Определим основные размеры звездочек для тяговой цепи:

Делительный диаметр:

мм;

P = 125-шаг цепи;

Z =9-число зубьев звёздочки.

Диаметр окружности выступов :

мм

Диаметр окружности впадин :

где

мм;

мм.

Ширина зуба:

мм;

9. Определение диаметров валов.

Диаметры различных участков валов редуктора определим по формулам:

1. для быстроходного вала

мм

принимаем d=28мм

мм, принимаем мм

мм, принимаем мм

2. для промежуточного вала

мм , принимаем мм

мм , принимаем мм

мм , принимаем мм

3. для тихоходного вала

мм , принимаем мм

мм , принимаем мм

мм , принимаем мм

мм

10. Выбор подшипников качения.

I. Для быстроходного вала редуктора выберем роликоподшипники радиальные. Для него имеем: – диаметр внутреннего кольца, – диаметр наружного кольца, – ширина подшипника, – динамическая грузоподъёмность, – статическая грузоподъёмность, – предельная частота вращения при пластичной смазке. На подшипник действуют:–, – радиальная сила. Частота оборотов . Требуемый ресурс работы .

II. Для промежуточного вала редуктора выберем роликоподшипники радиальные. Для него имеем: – диаметр внутреннего кольца, – диаметр наружного кольца, – ширина подшипника, – динамическая грузоподъёмность, – статическая грузоподъёмность, – предельная частота вращения при пластичной смазке. На подшипник действуют: – радиальная сила. Частота оборотов . Требуемый ресурс работы .

III. Для тихоходного вала редуктора выберем роликоподшипники радиально-упорные конические. Для него имеем: – диаметр внутреннего кольца, – диаметр наружного кольца, – ширина подшипника, – динамическая грузоподъёмность, – статическая грузоподъёмность, – предельная частота вращения при пластичной смазке. На подшипник действуют: – осевая сила, – радиальная сила. Частота оборотов . Требуемый ресурс работы .

Найдём: – коэффициент безопасности ; – температурный коэффициент ; – коэффициент вращения .

Определяем эквивалентную нагрузку . Находим коэффициент осевого нагружения . Проверим условие, что : .Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки и коэффициента осевой динамической нагрузки .

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку .

Рассчитаем ресурс принятого подшипника: , или , что удовлетворяет требованиям.

IV. Для приводного вала возьмём шарикоподшипник радиально-упорный двухрядный. Для него имеем – диаметр внутреннего кольца подшипника, – диаметр наружного кольца подшипника, – ширина подшипника, – динамическая грузоподъёмность, – статическая грузоподъёмность.