4.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений

а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса по формулам и , /2/ с.55

где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости,

N-число циклов перемены напряжений за весь срок службы

-промежуточного вала

-тихоходного вала

/39/ с.39

-срок службы, ресурс, ч

-срок службы привода, лет

-коэффициент годового использования

-коэффициент сменного использования

По таблице 3.3/2/ с.55 находим

млн. циклов

млн. циклов

Для термообработки нормализация и улучшение коэффициент должен находиться в пределах от 1 до 2,6 . если меньше, то принимаем K=1

б) По табл.3.1 /2/ с.52 определить допускаемое контактное напряжение , соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_H0.

в) Определить допускаемые контактные напряжения для зубьев шестернии колеса .

4.1.3.Определяем допускаемое напряжение изгиба

а) Рассчитываем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса.

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

N =N– число циклов перемены напряжений за весь срок службы

Если N₁ > N_F0 K_FL1=1

> 4∙10⁶  K_FL1=1

Если N₂ > N_F0 K_FL2=1

> 4∙10⁶  K_FL2=1

б) Допускаемое напряжение изгиба []_F0, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов переменных напряжений N_F0 , табл.3.1/2/ с.52

[]_F0 = 1,03∙HB_ср

[]_F01 = 1,03∙HB_ср1 = 1,03∙248,5= 255,96 Н/мм²

[]_F02 = 1,03∙HB_ср2 = 1,03∙193 = 198, 79 Н/мм²

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

[]_F1 = K_FL1∙ []_F01= 1∙255,96 = 255,96 Н/мм²

[]_F2 = K_FL2∙ []_F02 =1∙198,79 = 198, 79 Н/мм²

Расчёт модуля зацепления для цилиндрических зубчатых с прямыми зубьями выполняют по меньшему значению []_F.

[]_F2 = K_FL2∙ []_F02 =1∙198,79 = 198, 79 Н/мм² -наименьшее значение

[]_F=198,79 Н/мм²

5.Расчёт зубчатых передач редуктора

5.1.Расчёт тихоходной передачи

Проектный расчет

1. Определяем межосевое расстояние. /2/ с.61

, где

К_a= 49,5 , т.к. колесо прямозубое.

=2,76- передаточное число тихоходной передачи

- вращающий момент на тихоходном валу

= 376,46Н м

_a – коэффициент ширины венца колеса.

_a = 0,4

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

К_Н = 1 (для прирабатывающихся зубьев).

мм

Принимаю по ГОСТ 6636-69 a_w = 230 мм

2. Определяем модуль передачи m, мм:

m=(0,010,02)

Принимаем значение модуля m =3 /2/ с.62

3.Определяем ширину колеса:

ширина колеса

4.Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса /2/ с. 62.

5. Определяем число зубьев шестерни по формуле /2/ с. 62

Принимаем равное 29

7. Определяем число зубьев колеса по формуле

8. Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение U от заданного U , /2/ с. 63:

u_ф = z₂/z₁

u_ф = 80 / 35 = 2,29

Не превышает 3%

9.Определяем фактическое межосевое расстояние, мм:

10. Определяем основные геометрические параметры передачи, мм:

1)Делительные диаметры d:

- шестерня

мм

– колесо

d₂ = 4 · 80 =320 мм

2)Диаметр вершин зубьев колёс внешнего зацепления:

d_a1 = d₁ + 2 ^. m

d_a1 = 140 + 2 ·4 =148 мм

d_a2 = d₂ + 2 ^. m

d_a2 = 320 + 2 · 4 = 328 мм

3)Диаметр впадин зубьев колёс внешнего зацепления:

d_f1 = d₁ – 2,4 ^. m

d_f1 = 140 – 2,4 · 4= 130,4 мм

d_f2 = d₂ – 2,4 ^. m

d_f2 = 320 – 2,4 ·3 = 310,4 мм

4)Ширина венца

мм

мм

Проверочный расчет

11.Проверяем межосевое расстояние, мм:

12. Проверяем контактные напряжения ,Н/мм2 по формуле /2/ с. 64:

,

где К = 436 -вспомогательный коэффициент для прямозубой передачи

Определяем окружную силу в зацеплении по формуле:

По табл. 4.2/2/ с.64 определяем степень точности.

Принимаем степень точности=9

Определяем коэффициенты:

-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

По графику на рис. 4.2/2/ с.66

-коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи

По табл. 4.3/2/с.66

- такой недогруз допустим

13. Проверяем напряжениям изгиба зубьев шестерни и колес:

-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

-коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба

-для прирабатывающихся зубьев

По табл.4.3/2/ с.65

-коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи

По табл. 4.4 /2/ с.67

Z1=29 Y_F1 = 3,80

Z2=81 Y_F2 = 3,61

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

Y_ = 1

14.Расчет по пиковым напряжениям

При изгибе

<

Параметры тихоходной зубчатой передачи:

Таблица № 3

Проектный расчет
Параметр	значение, мм	Параметр	Значение
Межосевое расстояние, аw	230	Угол наклона зубьев, В	0
Модуль зацепления, m	4	Диаметр делит. Окружности шестерня, d1 колесо, d2	140 320
Ширина зубчатого венца: шестерни, b1 колеса, b2	95 92	Диаметр окр. Впадин шестерни, dа1 колеса, da2	148 328
Число зубьев шестерня, z1 колесо, z2	35 80	Диаметр окр. Вершин шестерни, df1 колеса, df2	130,4 310,4
Проверочный расчет
Параметр		Допускаемые значения	Расчетные значения
Контактные напряжения, σ(Н/мм2)		414.4	391.39
Напряжение изгиба,Н/мм2	σf1	255,96	76.16
	σf2	198,79	72.35

5.2.Расчёт быстроходной передачи

Проектный расчет

1. Принимаем межосевое расстояние a_w = 155 мм

11. Определяем модуль передачи m, мм:

m=(0,010,02)

Принимаем значение модуля m = 3

3.Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач ,поскольку редуктор соосный и возможен большой недогруз быстроходной пары принимаем

b=a ==62мм

Принимаю =12

4.Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса.

Принимаем равное 106

5. Уточняем действительный угол наклона зубьев для косозубых передач:

6. Определяем число зубьев шестерни по формуле

Принимаем равное 22

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 = 65 / 22 = 2,955

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

10. Определяем основные геометрические параметры передачи, мм:

1)Делительные диаметры d:

- шестерня

– колесо

d₂ = 2 · 65 / 0,8419355 = 231,61 мм

2)Диаметр вершин зубьев колёс внешнего зацепления:

d_a1 = d₁ + 2 ^. m

d_a1 = 78,39 + 2 · 3= 84,39 мм

d_a2 = d₂ + 2 ^. m

d_a2 = 231,61 + 2 · 3 = 237,61 мм

3)Диаметр впадин зубьев колёс внешнего зацепления:

d_f1 = d₁ – 2,4 ^. m

d_f1 = 78,39 – 2,4 · 3 = 71,19 мм

d_f2 = d₂ – 2,4 ^. m

d_f2 = 231,61 – 2,4 · 3 = 224,41 мм

4)Ширина венца

Проверочный расчет

11.Проверяем межосевое расстояние, мм:

13. Проверяем контактные напряжения ,Н/мм2

,

где К = 376 –вспомогательный коэффициент для косозубой передачи

Определяем окружную силу в зацеплении по формуле:

м/с

По табл. 4.2/2/ с.64 определяем степень точности.

Принимаем степень точности=9

Определяем коэффициенты:

По графику на рис. 4.2 /2/ с.66

По табл. 4.3 /2/ с.65

- перегруз

11. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колес:

-для прирабатывающихся зубьев

По табл.4.3 /2/ с.65

По табл. 4.4 /2/ с.67

Z1=22; Y_F1 = 3,98

Z2=65; Y_F2 = 3,62

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

Y_ =

14.Расчет по пиковым напряжениям

При изгибе

Параметры быстроходной зубчатой передачи:

Таблица № 4

Проектный расчет
Параметр	значение, мм	Параметр	Значение
Межосевое расстояние, аw	155	Угол наклона зубьев, В	12
Модуль зацепления, m	3	Диаметр делит. Окружности шестерня, d1 колесо, d2	78,39 231,61
Ширина зубчатого венца: шестерни, b1 колеса, b2	65 62	Диаметр окр. впадин шестерни, dа1 колеса, da2	84,39 237,61
Число зубьев шестерня, z1 колесо, z2	22 65	Диаметр окр. вершин шестерни, df1 колеса, df2	71,19 224,41
Проверочный расчет
Параметр		Допускаемые значения	Расчетные значения
Контактные напряжения, σ(Н/мм2)		414.4	419.63
Напряжение изгиба,Н/мм2	σf1	255,96	76.91
	σf2	198,79	69.76