4.2. Определение допускаемых напряжений при контакте и изгибе в зацеплении зубчатых передач.

4.2.1. Время работы привода согласно диаграмме изменения нагрузки:

t_hi = t_i  L_10h

t_h1 = 0,1  L_10h = 0,1  22000 = 2200 ч

t_h2 = 0,4  L_10h = 0,4  22000 = 8800 ч

t_h3 = 0,5  L_10h = 0,5  22000 = 11000 ч

4.2.2. Число циклов изменения напряжений за весь срок службы привода для шестерни N_c1i и колеса N_c2i редуктора:

N_c1i = 60  n₁  t_hi

N_c11 = 60  n₁  t_h1 = 60  915  2200 = 12110⁶

N_c12 = 60  n₁  t_h2 = 60  915  8800 = 48310⁶

N_c13 = 60  n₁  t_h3 = 60  915  11000 = 60410⁶

{ N_c11 = 12110⁶; N_c12 = 48310⁶; N_c13 = 60410⁶}

N_c2i = 60  n₂  t_hi

N_c21 = 60  n₂  t_h1 = 60  145,24 2200 = 19,210⁶

N_c22 = 60  n₂  t_h2 = 60 145,24  8800 = 76,710⁶

N_c23 = 60  n₂  t_h3 = 60 145,24  11000 = 95,810⁶

{ N_c21 = 19,210⁶; N_c22 =76,7 10⁶; N_c23 =95,8 10⁶}

4.3. Определение допускаемых контактных напряжений в зацеплении зубчатых передач.

4.3.2. Базовое число циклов перемены напряжений N_HO, соответствующее пределу выносливости, которое выбирают из таблицы с использованием формулы интерполирования:

для шестерни:

для колеса:

4.3.3. Коэффициент долговечности при действии контактных напряжений. Для шестерни и колеса:

Для нормализованных или улучшенных колес - 1 ≤К_{HL i}≤2,6.

В соответствии с этим неравенством принимаем К_HL1 = К_HL2 = 1.

4.3.4. Допускаемые контактные напряжения, соответствующие пределу выносливости [σ]_HO и рабочему режиму передачи [σ]_Hi .

Таблица 4.3.4.1. Допускаемые контактные напряжения.

Передача	Параметр	Н≤350НВ
цилиндрическая	[σ]HO1 [σ]HO2	1,8  НВср1 + 67 = 1,8210 + 67 = 445 1,8  НВср2 + 67 = 1,8  177,5 + 67 = 386,5
	[σ]Hi1 [σ]Hi2	КHL1  [σ]HO1 = 1  445 = 445 КHL2  [σ]HO2 = 1 386,5 = 386,5
	[σ]Hрас	min{[σ]Hi2}= 386,5

4.4 Определение допускаемых напряжений изгиба в зацеплении зубчатых передач.

4.4.2. Базовое число циклов перемены напряжений.

Для зубчатой передачи N_FO = 4 ·10⁶.

4.4.3. Коэффициент долговечности при действии изгибных напряжений.

для шестерни и колеса:

при Н≤350НВ - 1 ≤К_{FL i}≤2,08;

4.4.4. Допускаемые изгибные напряжения, соответствующие пределу выносливости [σ]_FO и рабочему режиму передачи [σ]_Fi .

Таблица 4.4.4.1. Допускаемые изгибные напряжения.

Передача	Параметр	Н≤350НВ
цилиндрическая	[σ]FO1 [σ]FO2	1,03  НВср= 1,03  285,5 = 294,065 1,03  НВср= 1,03  248,5 = 255,955
	[σ]Fi1 [σ]Fi2	КFL  [σ]FO= 1  294,05 = 294,05 КFL  [σ]FO= 1  255,95 = 255,955
	[σ]Fрас	min{[σ]Fi2}= 255,955
	Так как передача работает в реверсивном режиме, то полученное значение допускаемого напряжения [σ]Fрас уменьшаем на 25%: [σ]Fрас = 0,75  255,955 = 191,97

Использование данной методики расчетов позволяет учитывать переменность нагрузки соответствующим выбором допускаемых напряжений. Введение эквивалентных значений циклов перемены напряжений заменяет переменную нагрузку постоянной, но детали приобретают ту же степень усталостных повреждений. Это упрощает проектировочные расчеты на последующих стадиях разработки механических передач.

Таблица 4.4.4.2. Сводная таблица механических характеристик передачи.

Передача	Элемент передачи	Марка материала	Dпред	Sпред	Термо- обработка	HBср	σ-1	σв	σт	[σ]Hрас	[σ]Fрас
							Н/мм2
Цилиндри- ческая	Шестерня	40ХН	125	80	У	210	410	900	750	386,5	191,97
	Колесо	40XН	200	125		177,5	375	790	640

5. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

5.1. Межосевое расстояние:

где

- вспомогательный коэффициент

- коэффициент ширины венца колеса

- коэффициент неравномерности нагрузки

5.2. Определение модуля зацепления:

где

- вспомогательный коэффициент

- делительный диаметр колеса

- ширина венца колеса

Принимаем m = 1 мм

5.3. Угол наклона зубьев:

5.4. Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

5.5. Уточнение действительного угла наклона зубьев:

5.6. Число зубьев шестерни:

5.7. Число зубьев колеса:

5.8. Фактическое передаточное число:

5.9. Фактическое межосевое расстояние:

5.10. Фактические основные геометрические параметры:

Таблица5. 10.Основные геометрические параметры зацепления.

Параметр		Шестерня	Колесо
Диаметр	Делительный
	Вершин зубьев
	Впадин зубьев
Ширина венца

Проверочный расчет

5.11. Межосевое расстояние:

5.12. Пригодность колес:

Условие пригодности:

Диаметр заготовки шестерни:

Толщина диска заготовки колеса:

Проверка успешна выполнена.

5.13. Контактные напряжения:

где

- вспомогательный коэффициент

- окружная сила в зацеплении

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки

- окружная скорость

Так как степень точности 9, то

- коэффициент динамической нагрузки

Так как недогрузка передачи допускается не более 10%, то проверка выполнена успешно.

5.14. Напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

где

- коэффициент формы зуба шестерни

Так как эквивалентное число зубьев шестерни , то

- коэффициент формы зуба колеса

Так как эквивалентное число зубьев шестерни , то

- коэффициент, учитывающий наклон зуба

Проверка по напряжениям на изгиб зубьев шестерни

8. Разработка чертежа общего вида редуктора

Основными критериями работоспособности редукторных валов являются прочность и выносливость. В проектируемом редукторе валы изготовлены из стали 45.

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т.е. при этом не учитывают на­пряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напря­жения на кручение применяют заниженными ([τ] = 10…20 ^Н/_мм²). При этом меньшие значения [τ]_к = 10 ^Н/_мм² — для быстроходного вала, большие [τ]_к = 20 ^Н/_мм²— для тихоходного.