Детали машин2 / ДЕТАЛИ~1 / КУРСОВ~2

где К = 376 вспомогательный коэффициент для косозубой передачи

Определяем недогруз передачи по формуле

- недогруз допустим

11. Проверяем напряжениям изгиба зубьев шестерни и колес:

в зубьях шестерни:

Y_FS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, зависит от приведённого числа зубьев и коэффициента смещения.

Y_F1 = 3,8

Y_F2 = 3,6

Y_ - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче.

Y_ = 0,93

Y_ = 1 – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

4.2 Расчет быстоходной ступени

4.2.1 Выбор материала колес редуктора

Для колес быстроходной передач выбираю материал сталь 45

Для шестерни передач выбираю термическую обработку - улучшение с твердостью , и .

Для колеса передач выбираю термическую обработку – улучшение с твердостью , и .

Твердость материалов шестерен и колес выбирается из табл.

4.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений

а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса по формулам и

где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, млн. циклов и

млн. циклов

из табл.

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы

, где - частота вращения вала, L_h – срок службы привода

циклов

, значит

, значит

б) По табл. определить допускаемое контактное напряжение , соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_H0.

в) Определить допускаемые контактные напряжения для зубьев шестернии колеса .

Определяем допускаемое напряжение изгиба

а) Рассчитываем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса.

, где = 4*10⁶ – число циклов перемены напряжений для всех сталей.

N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы

циклов

N_F1 > N_F0

> 4*10⁶  K_FL1=1

N₂ > N_F0

> 4*10⁶  K_FL2=1

б) Допускаемое напряжение изгиба []_F0, соответсвующее пределу изгибной выносливости при числе цикловперемены напряжений N_F0 (по табл.).

[]_F01 = 1,03*HB_ср = 1,03*285,5 = 294, 07 Н/мм²

[]_F02 = 1,03*HB_ср = 1,03*248,5 = 255, 96 Н/мм²

в) Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни[]_F1 и колеса []_F2.

[]_F1 = K_FL1*[]_F01/S= 1*294,07/1.65 = 178, 22 Н/мм²

[]_F2 = K_FL2*[]_F01/S =1*255,96/1.65 = 155, 12 Н/мм²

4.1.3Проектный расчет

2. Определяем межосевое расстояние.

Степень точности зубчатой передачи назначаем по табл. Передача низкой степени точности 9.

, где

К_a=43, т. к. колесо прямозубое

_ba – коэффициент ширины

_ba = 0,4

K_H – коэффициент нагрузки

К_Н = К_Н  К_Н  К_Н , где

К_Н – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения

К_Н = 1,06 из табл.

К_Н - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

К_Н =1+(К_Н^о-1) К_Нw , где

К_Н^o – коэффициент в начальный период приработки

К_Н^o= 1,05 из табл.

К_Нw – коэффициент, учитывающий приработку зубьев

К_Нw = 0,26 из табл.

К_Н =1+(1,05-1) 0,26 = 1,01

К_Н - коэффициент распределения нагрузки между зубьями

К_Нα =1+(К_Н^о-1) К_Нw , где

К_Н^о = 1 + 0,06(n_ст – 5)

К_Н^о = 1 + 0,06(9 – 5) = 1,24

К_Нα =1+(1,24-1) 0,26 = 1,06

округляем полученное расстояние до a_w = 168 мм

2. Определяем модуль передачи m, мм:. Максимально допустимый модуль m_max, мм определяем из условия неподрезания зубьев у основания

Минимальное значение модуля m_min, мм определяем из условия прочности:

K_m = 5,8 ^. 10³ – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач

[]_F2 = 155,12 Н/мм²

-делительный диаметр колеса

-ширина венца колеса

Из полеченного диапазона (m_min...m_max) = (1,68…3,36) модулей принимают меньшее значение m, согласуя его со стандартным  m = 2.5.

3.Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:

4.Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса.

Принимаем равное 133

5. Уточняем действительный угол наклона зубьев для косозубых передач:

6. Определяем число зубьев шестерни по формуле

Принимаем равное 30

7. Определяем число зубьев колеса по формуле

8. Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение U от заданного U:

u_ф = z₂/z₁

u_ф = 103 / 30 = 3,43

9.Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубой передачи, мм:

10. Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

10.1. Диаметры колёс.

Делительные диаметры d:

- шестерня

– колесо

d₂ = 2.5 · 103· cos9.19 = 260.22 мм

Диаметры d_a и d_f окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:

d_a1 = d₁ + 2 ^. m

d_a1 = 75.78 + 2 · 2.5 = 80,78 мм

d_f1 = d₁ – 2,4 ^. m

d_f1 = 75.78 – 2,4 · 2.5 = 69.78 мм

d_a2 = d₂ + 2 ^. m

d_a2 = 260.22 + 2 · 2.5 = 265.22 мм

d_f2 = d₂ – 2,4 ^. m

d_f2 = 260.22 – 2,4 · 2.5 = 254.22 мм

Проверочный расчет

11.Проверяем межосевое расстояние, мм:

12.Проверяем пригодность заготовок колес:

Размеры заготовок

D_заг = d_a1 + 6

D_заг1= 80,78+ 6 = 86,78 мм

D_заг2= 265.22 + 6 = 271.22 мм

S_заг = b₂ + 4

S_заг1= 70 + 4 = 74 мм

S_заг2= 67 + 4 = 71 мм

Удовлетворяет условие.

13. Проверяем контактные напряжения ,Н/мм2

где К = 376 вспомогательный коэффициент для косозубой передачи

Определяем недогруз передачи по формуле

- недогруз допустим

11. Проверяем напряжениям изгиба зубьев шестерни и колес:

в зубьях шестерни:

Y_FS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, зависит от приведённого числа зубьев и коэффициента смещения.

Y_F1 = 3,8

Y_F2 = 3,6

Y_ - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче.

Y_ = 0,93

Y_ = 1 – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ.

В качестве материла валов выбираем сталь 40Х, термическая обработка-улучшение, , ,

5.1 Расчет диаметров и длин быстроходного вала.

Все ниже перечисленные значения диаметров и длин округляем в ближайшую сторону до стандартных табл.

5.2 Расчет диаметров и длин промежуточного вала.

Размеры ступицы колеса:

5.3 Расчет диаметров ведомого вала.

Размеры ступицы колеса:

5.4 Предварительный выбор подшипников качения

Быстроходный вал	Подшипник 206	ГОСТ 8338-75
Промежуточный вал	Подшипник 209	ГОСТ 8338-75
Тихоходный вал	Подшипник 212	ГОСТ 8338-75

Табл. «Подшипники (ГОСТ 8338-75)»

Вал	№	d,мм	D,мм	B,мм	r,мм	C,кН	Co,кН
Быстроходный вал	206	30	62	16	1.5	19.5	10.0
Промежуточный вал	209	45	85	19	2	33.2	18.6
Тихоходный вал	212	60	110	22	2.5	52.0	31.0

6. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

17