3. Расчет допускаемого напряжения изгиба

где

коэффициент безопасности, учитывающий свойство материала и технологию изготовления, ;

-базовый предел выносливости зубьев колес по направлениям изгиба;

принимается для видов сталей с объемной закалкой ;

-коэффициент долговечности;

,

где -базовое число циклов напряжений;

для всех сталей ;

-расчетное число циклов напряжений;

Т.к. НВ≤350=> m=6,

Принимаем:

-коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями;

при шлифовании и фрезеровании зуба =1.

-коэффициент, учитывающий влияние двухсторонней нагрузки;

, т.к. движение нереверсивное (односторонняя нагрузка).

Допекаемое напряжение изгиба шестерни и колеса равно:

.

4. Межосевое расстояние

Минимальное межосевое расстояние:

Рис.1 Схема расположения болта между валами

При Р≤5,5кВт

Проектировочное межосевое расстояние

,

где

- коэффициент нагрузки между зубьями колес;

т.к. неизвестны все параметры можно принять

Для прямозубых колес тихоходной пары …0,4

-коэффициент ширины колеса;

.

5. Число зубьев шестерни и колеса

Т.к n₂<500 мин ^-1, принимаем

6. Модуль зацепления

Принимаем модуль по таблице ГОСТ 9563-80:

Межосевое расстояние равно:

7. Диаметры и ширина колес

делительный диаметр шестерни и колеса

(мм)

диаметр вершин зубьев шестерни и колеса

диаметр впадин шестерни и колеса

ширина шестерни и колеса

8. Окружная скорость в зацеплении

9. Проверочный расчет на контактную выносливость

где

-коэффициент нагрузки;

где

-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки, одновременно работающих зубьев;

-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по зубьям;

-коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения;

)-перегрузка

допускается до 5%

10. Проверка прочности зубьев на изгиб

где

-коэффициент, учитывающий форму зуба;

этот коэффициент может быть найден с помощью кривых, приведенных на рис. 2, по числу зубьев шестерни или колеса

Рис.2. График для опре­деления коэффи­циента У_F

-коэффициент, неравномерности распределения нагрузки по длине контакта;

где (прямозубая)

-коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта;

- коэффициент динамической нагрузки;

Для восьмой степени точности ;

2. Расчет быстроходной зубчатой передачи

1. Выбор материалов зубчатых колес

Таблица 2

	материал	Твердость, НВ	Твердость, HRC
шестерня	Ст45	285	31,6
колесо	Ст35	235	23,3

Термообработка: объемная закалка.

Длительность работы передачи: t =12000ч.

2. Расчет допускаемого контактного напряжения

;

,

;

;

;

;

_H=20

Допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса :

424,65 Н/ 429,63Н/

3. Расчет допускаемого напряжения изгиба

где

;

;

,

где

– для всех типов сталей

при q_F=6,

Принимаем:

=1;

Допускаемое напряжение изгиба шестерни и колеса равно:

.

4. Расчет цилиндрической косозубой передачи на контактную выносливость

1. Межосевое расстояние

Минимальное межосевое расстояние:

,

Где

.

2. Число зубьев шестерни и колеса

β=12⁰

3. Модуль зацепления

принимаем: .

4. Диаметры и ширина колес быстроходной передачи

5. Окружная скорость в зацеплении

6. Проверочный расчет на контактную выносливость

где

где

), недогрузка.

Недогрузка допускается до 12%

7. Проверка прочности зубьев на изгиб

где

-коэффициент, учитывающий форму зуба;

-коэффициент, неравномерности распределения нагрузки по длине контакта;

-коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта;

- коэффициент динамической нагрузки;

;

=41.76Н/мм²

Н/мм²

3. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ

1. Уже известные параметры передачи, рассчитанные ранее

2. Выбор материала

Выбираем чугун СЧ15-32

Твердость НВ=160

Предел выносливости по изгибным напряжениям при симметричном цикле

Эффективный коэффициент концентрации напряжений у корня зуба

Коэффициент долговечности , при m=9

Коэффициент запаса прочности

3. Расчет модуля в первом приближении

Выбираем коэффициент ширины зубчатого венца

Число зубьев

Выбираем коэффициент

Выбираем коэффициент

Указываем предварительную скорость V=1 м/с

Расcчитываем коэффициент

Коэффициент, учитывающий форму зуба

Модуль

Выбираем модуль m=8

4. Ширина передачи

5. Диаметры делительных окружностей колес

6. Межосевое расстояние

7. Окружная скорость в зацеплении

8. Уточняем коэффициент

9. Проверка по изгибным напряжениям

недогрузка

Недогрузка допускается до 12%

3. ПЕРВАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

Компоновочный чертеж выполняется в одной проекции, на миллиметровке, в масштабе 1:1. Проводятся оси валов на расстояний =142.5 (мм), а_WБ=126.5. Шестерни и колеса вычерчиваются упрощенно в виде прямоугольников, длина ступиц колес =(1….1,5)dв, диаметр ступиц =(1,5…1,6)dв. По предварительно найденным диаметром валов находим размеры ступиц.

Размеры ступицы колеса быстроходной передачи:

Предварительно по диаметру вала подбираем радиальные шарикоподшипники средней серии.

, D=72мм, В=17мм.

D=72мм, В=17мм.

D=80мм, В=18мм.

Напишем габариты подшипников, диаметр и ширину, считая, что их торцы со стороны внутренней части корпуса будут углублены в корпус на 6мм для постановки мазеудерживающих колец.

После выполнения компоновочного чертежа, путем замера, определим расстояние между опорами – серединами подшипников и точками приложения сил – серединами зубчатых колес.

4. РАСЧЕТ ВАЛОВ

1. Расчет сил зацепления

   1. Цилиндрические передачи

а) окружная сила

б) радиальная сила

2. Уточненный расчет диаметра валов

   1. Входной вал

-горизонтальная плоскость.

Нахождение реакций опор:

Проверка:

=0

0=0, равенство выполняется.

1-й участок:

;

2-й участок;

;

3-й участок;

;

-вертикальная плоскость

Нахождение реакций опор:

Проверка реакций:

0

0=0, равенство выполняется.

1-й участок:

;

2-й участок;

;

3-й участок;

;

М^Г – момент на горизонтальной плоскости;

М^В – момент на вертикальной плоскости;

Суммарный изгибающий момент в характерных точках:

Эквивалентный момент:

где α – коэффициент приведения;

Расчетный диаметр вала равен:

где - предел прочности вала;

материал вала сталь 45:

Рис.3. Эпюры моментов входного вала