2.1.1 Материал шестерни и колеса.

Шестерня: Сталь 35ХМ, термообработка – улучшение, НВ сердцевины 269…302 (НВ_1ср.285,5);= 920 МПа; = 790 МПа.

Колесо: Сталь 35ХМ, термообработка – улучшение, НВ сердцевины

(НВ_1ср.248,5); = 800 МПа; = 670 МПа. [2, с.4]

2.2.2 Допускаемые контактные напряжения, МПа.

= ·,

=2HB+70; [2, с.6]

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

= 2· 285,5 + 70 = 641 МПа

= 2· 248,5 + 70 = 567 МПа;

- коэффициент безопасности;

= 1,1 – структура однородная; [2, с.4]

- коэффициент долговечности;

= ;

здесь - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;

= = 30 · ;

= 30 · 285,5^2,4 = 23,5 · 10⁶;

= 30 · 248,5^2,4 = 16,8 · 10⁶;

– эквивалентное число циклов перемены напряжений за весь срок службы передачи;

При постоянной нагрузке:

= 60 ·с · ;

здесь с – число одинаковых колес, сцепляющихся с рассчитываемым;

с = 1;

n_i - частота вращения рассчитываемого колеса;

n₁ = 975 об/мин;

n₂ = 309,52 об/мин;

- срок службы передачи, ч;

= 17· 10³ ч.;

= 60 · 1· 975 · 17 · 10³ = 994,5 · 10⁶

= 60 · 1· 309,52 · 17 · 10³ = 315,7 · 10⁶

994,5 · 10⁶ > 23,5 · 10⁶;

315,7 · 10⁶ > 16,8 · 10⁶;

При > следует принимать = 1 [2, с.5]

= · 1 = 582,7 МПа

= · 1 = 515,5 МПа

Для косозубых цилиндрических передач в качестве расчетного допускаемого напряжения следует принимать:

= 0,45 · (+) 1,23 ·;

= 0,45 · (582,7 + 515,5) = 494,2 МПа

2.3 Допускаемые напряжения изгиба.

= · ;

где [ - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений;

= 1,8· НВ [2, с.6] = 1,8· 285,5 = 513,9 МПа;

= 1,8· 248,5 = 447,3 МПа;

- коэффициент безопасности;

= 1,9; [2, с.5]

– коэффициент долговечности;

=,

здесь - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, для всех сталей;

= 4 · 10⁶; [2, с.6]

– эквивалентное число циклов перемены напряжений за весь срок службы передачи;

При постоянной нагрузке :

= 60 ·с ·

= , т.е. = = 994,5 ·10⁶;

= = 315,7 · 10⁶

При следует принимать = 1 [2, с.6]

= · 1 = 270,5 МПа;

= · 1= 235,4 МПа.

2.4 Межосевое расстояние.

k_a(u₁ +1) · ;

где - вспомогательный коэффициент;

= 430 – для косозубых передач;

u₁ - передаточное отношение быстроходной цилиндрической передачи;

u₁ = 3,15;

Т₂ - вращающий момент на валу колеса быстроходной цилиндрической передачи;

= – коэффициент относительной ширины колеса по межосевому расстоянию;

0,315 – для косозубых колес;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;

= 1 – для прирабатывающихся зубьев;

= 132,8 мм.

Полученное значение округляем до стандартного. Принимаем = 160 мм. [2, с.7]

2.5 Модуль зацепления.

m_n = (0,01…0,02) ·;

m_n = (0,01…0,02) ·160 = (1,6…3,2) мм.

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного. Принимаем m_n = 3мм. [2, с.7]

2.6 Рабочая ширина шестерни и колеса.

в_{2 =} · = 0,315 · 160 = 50,4 мм.

в₂ = 50 мм;

в₁ = в₂ + (2…5) = 54 мм

2.7 Число зубьев шестерни и колеса.

2.7.1 Суммарное число зубьев шестерни и колеса.

Z_c = – для косозубых колёс;

= arcsin· (3,5· ) = arcsin· (3,5· ) = 12,1224°

Z_c = = 104,29

Z_c = 104

2.7.2 Фактический угол наклона зубьев.

= arcos ·

= arcos · = 12,8386°

= 8° - 15° - для косозубых колёс.

2.7.3 Число зубьев шестерни.

Z₁ = = = 25,06

Z₁ = 25

2.7.4 Число зубьев колеса.

Z₂ = Z_с - Z₁ = 104 – 25 = 79

2.7.5 Фактическое передаточное отношение.

== = 3,16

Расхождение с исходным значением:

=·100% = - 0,3%, что допустимо.

2.8 Основные геометрические размеры.

2.8.1 Диаметр делительной окружности.

d₁ = = = 76,923 мм

d₂ = = = 243,077 мм

Проверка условия:

= = = 160 мм

2.8.2 Диаметр окружности выступов.

d_а1 = d₁ + 2 · m_n = 76,923 + 2 · 3 = 82,923 мм;

d_а2 = d₂+ 2 · m_n = 243,077 + 2 · 3 = 249,077 мм.

2.8.3 Диаметр окружности впадин.

d_f1 = d₁ + 2,5 · m_n = 76,923 – 2,5 · 3 = 69,423 мм;

d_f2 = d₂+ 2,5 · m_n = 243,077 – 2,5 · 3 = 235,577 мм.

2.9 Окружная скорость колёс и степень точности.

V = = 3,92 м/с

Степень точности = 8 [2, с.9]

2.10 Коэффициент нагрузки.

K_H = K_Hα · K_Hβ · K_Hv ,

где K_Hα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьми;

K_Hα = 1,08 – для косозубых колёс; [2, с.9]

K_Hβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;

K_Hβ = 1 – для прирабатывающихся зубьев;

K_Hv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, зависящий от

окружной скорости колеса и степени точности передачи;

K_Hv – 1,04 [2, с.9]

K_H = 1,08 · 1 · 1,04 = 1,12

2.11Расчетное контактное напряжение.

= К · [];

Таблица 2

Валы	D	D0	D3	h	h1	l	l1
Ведущий	80	85	72	16	5	10	2
Промежуточный	90	95	80	16	7	10	2
Ведомый	160	117	95	20	7	12	3

Рис. 6 Подшипниковая крышка (глухая)

Таблица 3

Валы	D	D0	D3	h	h1	l	l1
Ведущий	80	85	72	16	5	10	2
Ведомый	160	117	95	20	7	12	3

Рис.7 Подшипниковая крышка (сквозная)

Содержание

Введение ………………………………………………………………………5

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода………….6

2. Расчет передачи редуктора……………………………………….….......8

2.1 Расчет быстроходной цилиндрической передачи………………..........8