4.Расчет зубчатых передач.

4.1.Выбор материала для колеса червячного и червяка.

Материал червячного колеса – бронза БрАЖ9-4 литье в песок;

предел прочности

Материал червяка – сталь 40ХН закаленная до HRC45-50

4.2Определение допускаемых контактных напряжений.

Эквивалентное число циклов напряжений в зубьях, соответствующее рабочему числу циклов передачи при переменной нагрузки.

Продолжительность работы передачи под нагрузкой за расчетный срок службы, ч; при работе передачи с переменными нагрузками.

Из графика нагрузки:

тогда N_E=602840 ((2,2⁴34,69)+(1⁴4625)+(0,8⁴2891)+(0,5⁴4047))=1,17110⁹

Коэффициент режима и длительности работы передачи

принимаем K_HL = 0,67

тогда допускаемое напряжения контакта

Назначим червяк Z₁=2

Коэффициент диаметра примем равным q =10

делительный угол подъема линии витка червяка  = 1119’

Принимаем значение K_H =1,2

4.3.Расчет быстроходной ступени.

Находим межосевое расстояние.

Находим модуль

примем модуль m = 4 (мм)

Уточним межосевое расстояние

Тогда контактные напряжения равны

Основные параметры передачи.

Делительный диаметр червяка

Диаметр вершин витков червяка

Диаметр впадин витков червяка

Длина нарезанной части червяка

примем b₁ = 54 (мм)

Делительный диаметр червячного колеса

Диаметр вершин зубьев колеса

Диаметр впадин зубьев колеса

Наибольший диаметр червячного колеса

Ширина венца колеса

Условный угол обхвата

Расчет на выносливость по напряжениям изгиба

Напряжения от изгиба (для колеса)

Коэффициент долговечности

принимаем N_E = 2510⁶

Окружное усилие на колесе червячном

Эквивалентное число зубьев

Для Y_F = 2,25 по таблице 4.5 [1, c 63]

 - коэффициент учитывающий износ зубьев закрытых передач  = 1

Расчет напряжения от изгиба

Напряжение на изгиб при пуске двигателя

4.4.Расчет тихоходной ступени

Подбор материала колес.

Выбираем материал – 20ХН, обработка – цементация.

Твердость для шестерни: HRC₁=59

Твердость для колеса: HRC₂=57

Допускаемые контактные напряжения при проектном расчете:

;

• принимаем предел контактной выносливости при базовом числе циклов по таб. 3.2 [1, стр 27]

,

• коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редуктора

Продолжительность работы передачи под нагрузкой за расчетный срок службы, ч; при работе передачи с переменными нагрузками:

Из графика нагрузки:

Эквивалентное число циклов напряжений в зубе, соответствующее рабочему числу циклов передачи при переменной нагрузке.

Для данной стали базовое число циклов нагружения

Т.к. N_HE>N_HO то K_HL=1

Коэффициент запаса прочности n_H=1,12, тогда допускаемые контактные напряжения при проектном расчете

принимаем _H=1000(Н/мм²)

Принимаем значения коэффициента нагрузки для случая не симметрично расположенных колес таблице 3.1 [1,c 26]

K_H=1,25

Коэффициенты ширины венцов по межосевому расстоянию [1,c 27]

_ba=0,25

Рассчитываем межосевое расстояние из условия прочности

Округляем его до ближайшего значения по СТ СЭВ 229-75 из стандартного ряда принимаем a_wT=150(мм).

Выбираем модуль из полученного интервала

Принимаем модуль m_t=3

Рассчитаем суммарное число зубьев шестерни и колеса

Тогда число зубьев шестерни

Принимаем Z₃=17

Определим число зубьев колеса

Проверка межосевого расстояния

Основные размеры шестерни и колеса

Делительные диаметры

шестерни

колеса

Диаметры вершин зубьев

шестерни

колеса

Ширина колеса

Ширина шестерни

Определим коэффициент ширины по диаметру

Окружная скорость колес тихоходной ступени

Проверим контактные напряжения по таблице 3.4 [1,c32] при скорости V=0,079(м/с) и твердости HB>350

Коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца K_H=1,21.

Коэффициент учитывающий влияние динамической нагрузки, возникающей в зацеплении K_H=1,1.

Значение коэффициента K_H для прямозубых колес K_H=1.

Рассчитаем кэффициент нагрузки

Уточним передаточное отношение тихоходной ступени

Проверка контактных напряжений

Проверка на перегрузку

, т.к. НВ>350 то предельное напряжение находим по формуле:[1,с41]

Силы действующие в зацеплении тихоходной ступени:

окружная

радиальная

Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба.

.

Коэффициент нагрузки

Где:

при принимаем таб 3.7[1, стр 35].

при скорости выбираем таб 3.8[1, стр 36],

тогда

для шестерни при - ,

для колеса при - .

Допускаемое напряжение ;

где,

для шестерни ,

для колеса .

Коэффициент запаса прочности ,

где

,

тогда .

Допускаемые напряжения и отношения :

• для шестерни , ;

• для колеса , .

Найденное отношение меньше для шестерни. Следовательно, дальнейшую проверку проводим для зубьев шестерни.

Проверяем зуб шестерни:

.

Проверяем зубья на перегрузку:

Так как НВ>350 по таб 3.2 [3, стр 50] находим _в:

Напряжения изгиба при пуске двигателя

Напряжение изгиба при пуске

Перегрузка