2. Расчёт зубчатой передачи.

   1. Расчёт межосевого расстояния.

K_HxT_x

a_w = K_ax(U + l )х³[-

l^_baxUxa_Hp²'

где К_а —коэффициент, учитывающий тип передачи, К_а = 410; U —передаточное отношение, U = = 5;

К_н —коэффициент распределения нагрузки, К_н =1,2;

Т_х —крутящий момент на валу шестерни, Т_х = 426,13 нм;

Ч'ьа —коэффициент ширины, ¥_Ьа = 0,4;

а_НР -допускаемое контактное напряжение, а_НР = 557,19 МПа

;3 1,2 x 426,13

a_w = 410 х (4 + 1) X J— - ₅ -_55уд9- = 192,1 мм;

Примемa_w = 200мм;

2. Расчёт модуля зацепления, суммарного числа зубьев, чисел зубьев шестерни и колеса, фактического передаточного отношения.

m = (0,01... 0,02) х a_w = 2 ... 4; m = 4 мм;

2a_wxcos (3

Ч =

m

где a_w —межосевое расстояние, a_w = 200 мм;

(3 —угол наклона зуба (3 = 8° ... 15° = 10°;

m — модуль зацепления, ш = 4 мм;

2 х 200 х coslO⁰ Z₂ = = 98,48;

Z_Z=98.

(3=arccos(^^)=arccos(-^^-)=ll,48° = 11°28'48"

^r 2xa_w 2x200

Zv 98

^z! = ТГТТ — = ¹⁹’^6: = ^20;

Z₂ = Z_z - Z_x = 98 - 20 = 78;

Z₂ 78

^и* = гГ20 = ⁴'^9:

_д и = ^U,^^Uhom x 100% = — x 100% = 2% < 2,5%.

U_H0M 5

3. Расчёт окружной скорости передачи и выбор степени точности её изготовления.

ти х m х Ъ_г х п_х 3,14 x4 x 20 x 164,05

у — t ₌ J. — 0771^м/ ■

60000 cos (3 60000 x 0,98 ’ ^/с'

Степень точности изготовления п_ст = 9; 2.2.4 Расчёт ширины колеса.

b_w2 = Ч'ьа x a_w = 0,4 x 200 = 80мм;

2.3 Проверочный расчёт зубчатой передачи.

2.3.1Расчёт контактной прочности зубьев.

_ _ z_{a w} 2 1к^хТ₁х(иф + 1)³ ^

^Ян - ^Х у1 Ь_Ш2хи_ф - ^аНР.

где Z_CT —коэффициент,учитывающий тип передачи, Z_CT = 8400; a_w —межосевое расстояние,a_w = 200мм;

К_н —коэффициент распределения нагрузки;

Т_г —крутящий момент на валу шестерни, Tj = 426,13 нм; и_ф —фактическое передаточное отношение,и_ф = 4,9; b_W2 —ширина колеса,b_W2 = 80мм;

о_НР —допускаемое контактное напряжение, а_НР = 557,19 МПа;

Кн — К_Нсх ^х К_Нр х K_HV,

где К_На —коэффициент, учитывающий приработку зубьев;

К_нр —коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба;

K_HV —динамический коэффициент;

К^_а = 1 + А х (п_ст — 5) х

где А —коэффициент, учитывающий тип передачи, А=0,15; п_ст —степень точности изготовления передачи, п_ст = 9;

K_w —коэффициент, учитывающий приработку зубьев;

K_w = 0,002 х НВ_2ср + 0,036 х (V - 9),

где НВ_2ср —средняя твёрдость поверхности зубьев колеса, НВ_2ср = 193; V — окружная скорость передачи, V = 0,771м/с;

K_w = 0,002 X 193 + 0,036 X (0,771 - 9) = 0,0897;

К_На = 1 + 0,06 X (9 - 5) X 0,0897 = 1,05;К„з = 1 + (К“р - 1) х K_w,

где К^р —коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы;

K_w — коэффициент, учитывающий приработку зубьев,K_w = 0,0897; 'Fbd —коэффициент диаметра;

Ч<_Ь(1 = 0,5 х Ч>_Ьа х (и_ф + 1),

где 11ф —фактическое передаточное отношение,и_ф = 4,9;

Ч'ьа —коэффициент ширины, Ч^а = 0,4.

^_bd = 0,5 х 04 х (4 + 1) = 1,475,

К°_р = 1,035;

К_Нр = 1 + (1,035 - 1) х 0,0901 = 1,003;

K_HV = 1,02

К_н = 1,022 х 1,003 х 1,02 = 1,07;

8400 1,07 X 426,13 х (4,9 + I)³

°^{н = _}20СГ^Х J 807^9 = ⁵⁸°'^{6 МПЭ:}

Ой — 567 — 580,6

А о_н — — — х 100% = — X 100% = -2,4% < 15%

Ojjp 567

2.3.2Расчёт изгибной прочности зубьев.

»j „ 2000-ххКр .

dpi = Yg х Y_£ х Y_F1 х < a_FP1 где

^г Р t ri bwiXdiXm ^rr±1

Yp —коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба;

Y_e — коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

Yfi — коэффициент формы зуба шестерни;

Т_г —крутящий момент на валу шестерни , Т_г = 426,13 нм;

K_F —коэффициент распределения нагрузки;b_wl —ширина шестерни; dj —диаметр делительной окружности; m —модуль зацепления, m = 4;

о

o_Fpi —допускаемое напряжение изгиба в зубьях шестерни, o_Fpi = 323,ЭМПа;

Р

^{Yp 1} 100’ где р —угол наклона зуба, (3 = 11,48°;

11 48°

Yp = 1 - iiiS. = 0,885

100

1

^Y£ ⁼ _£ ^ьа

где £_а —коэффициент торцового перекрытия;

£_а = ^1,88 - 3,2 х х cos р =

= ^1,88 - 3,2 х х cosll,48° = 1,6;

^Y= ⁼ TTe ⁼ °’^625:

Y_F1 = 3,47 +

Z_V1

где Z_V1 —приведённое число зубьев шестерни.

Zi Z,

^{Zvl =} COS^P ⁼ cos³11,48° ^{= 21,28:}

^Y« = ³'^{47 +} S = ⁴’°^9:

Kp = K_Fa x K_Fp x K_FV,

где K_Fa — коэфициент учитывающий распространение нагрузки между зубъев;

K_Fp — коэфициент учитывающий распространение нагрузки по длине зуба;

K_FV — динамический коэфициент

K_Fa = 1 + 0,15(п_ст - 5) = 1 + 0,15(9 - 5) = 1,6;

Кр_р = 0,18 + 0,82 х К° _р = 0,18 + 0,82 х 1,035 = 1,029;

K_FV = 1 + 1,5 х (K_HV - 1) = 1 + 1,5 х (1,02 - 1) = 1,03;

K_F = 1,6 х 1,029 х 1,03 = 1,7;

mxZi 4 х 20

di = — = ——— = 171,8 мм;

cos Р 0,4657

= b^v2 (³ ■■■ ⁼ 80 + 4 = 84;

2000 х 426,13 х 1,7 ст_Р1 = 0,885 х 0,625 х 4,09 х _{84 х m 8 х 4} = ⁶⁷'^{77 МПа} ^

_ Yp2 х b_wi a_F2 - <r_F1 х - — < o_F2,

i pi a d_W2

где a_Fp2 - напряжение изгиба в зубьях шестерни, о_Рр2 = 144 МПа

Y_F2 — коэффициент формы зуба колеса; b_W2 —ширина шестерни, b_W2 = 100мм;

Y_F2 = 3,47 + 21,

^V2

где Z_V2 — первичное число зубъев колеса

Z₂ 78

^Zy2 " cos³p ~~ cos³ 11,48° ^{= 82,98:}

^Y- ^{= 3}'^{47 +} S ^{= 3}'^6:

c_F2 = 67,77 х ^3,6X84 = 88,3 МПа < o_FP2;

3. 4,09X100Первый этап эскизной компоновки редуктора.

Вб

Ci

Вб с₂

%

ж

с)зб

d36

dw,

ж

М

cfot

d3T

• dw,

/

1. Компоновка передачи в корпусе редуктора.

2a_w 2 х 200

dW2	— dwi	x иф =	: 67,797 x 4,9 = 332,2 мм
bwl	= 84 мм;
kW2	= 100	мм;
Ci =	= 5m =	5x4 =	= 20 мм;

wl ⁼

и_ф + 1 4,9 + 1

= 67,797 мм

2. Компоновка валов

3.2.1Расчёт диаметров хвостовико

в3 Tj 0,2 [x]'

d_lk >

где T_{ —крутящий момент на валах редуктора.

Т_х = 426,13 Нм;

Т₂ = 1653,84 Нм;

[т] —заниженное допускаемое касательное напряжение, [т] = 15 ...20мПа, [т] = 18мПа;

К = Б -для быстроходного вала (шестерня);

К = Т —для тихоходного вала ( вал колеса);Ti

die —

= 49,1 мм;

0,2 [т]

N

N

426,13 х 10³

0,2 х 18

³ То

d_1T —

1653,84 х 10³

— 77,2 мм;

0,2 [т]

0,2 х 18

N

diB = 50 мм; d_1T = 80 мм;

Расчёт диаметров участков валов 3.2.2.1Тихоходный ва

л