4.1 Выбор материала колес редуктора.

Для колес тихоходной и быстроходной передач выбираю материал сталь 40ХН.

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.3.2 /2/ с.53

4.2 Определение допускаемых контактных напряжений.

а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса по формулам и /2/ с.51

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

млн. циклов

из табл.3.3 /2/ с.55

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы

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

циклов

циклов

, значит /2. с.51

, значит /2/ с.51

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

в) Определить допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и 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

N₁ = 9,79*10⁷

N₂ = 4,20*10⁷

N₁ > N_F0

9,79*10⁷> 4*10⁶  K_FL1=1

N₂ > N_F0

4,20*10⁷> 4*10⁶  K_FL2=1

б) Допускаемое напряжение изгиба []_F0, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_F0 (по табл. 3.1 (2) с. 49).

[]_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 = 1*294,07 = 294, 07 Н/мм²

[]_F2 = K_FL2*[]_F01 = 1*255,96 = 255,96 Н/мм²

4.3 Расчет быстроходной ступени.

1. Межосевое расстояние. Предварительное значение межосевого расстояния определяем по формуле /1/ с. 16

, где

T₁ – вращающий момент на шестерне, Н*м

u – передаточное число

K = 10, т. к. H_1,2  350HB

Окружную скорость , м/с вычислим по формуле /1/ с. 17

Степень точности зубчатой передачи назначаем по табл. 2.5 /1/ с. 17

Передача низкой степени точности 9.

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле /1/ с.17

К_нβ, где

К_a=410, т. к. колесо косозубое

_ba – коэффициент ширины

_ba = 0,315 /1/ с. 17

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. 2.6 /1/ с. 18

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= 1,08из табл. 2.7 /1/ с. 19

К_Нw – коэффициент, учитывающий приработку зубьев

К_Нw = 0,28 из табл. 2.8 /1/ с. 19

К_Н =1+(1,08-1)0,28 = 1,224

К_Н - коэффициент распределения нагрузки между зубьями

К_Н =1+А(К_Н^о-1) К_Нw , где

К_Н^о = 1 + А(n_ст – 5)

А = 0,25 т. к. Н₁₂ ≤ 350 НВ

К_Н^о = 1 + 0,25(9 – 5) = 2

К_Нα =1+0,25(2-1) 0,2 = 1,28

К_Н=1,06*1,224*1,28=1,387

округляем полученное расстояние до a_w = 160мм

2. Предварительные размеры колеса

Делительный диаметр:

Ширина: b₂=_ba ^. a_w

b₂ = 0,315 · 160=50,4мм

Ширину колеса после вычисления округляем до стандартного числа из табл. 24.1 /1/ с. 410  b₂ = 53

3. Модуль передачи. 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 = 2,8 ^. 10³ – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач

[]_F2 = 255,96 Н/мм²

K_F = K_F ^. K_F ^. K_F - коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба

K_F = 1,12 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения

K_F - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца

K_F = 0,18 + 0,82 ^. K_H⁰

K_F = 0,18 + 0,82 ^. 1,12= 1, 098

K_F = K_Н^о = 2 – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

K_F = 1,12 ^. 1,098 ^. 2 = 2,46

Из полученного диапазона (m_min...m_max) = (1,74…3,99) модулей принимают меньшее значение m, согласуя его со стандартным /1/ с. 21  m = 2.

4. Суммарное число зубьев и угол наклона. Минимальный угол наклона зубьев косозубых колёс находим по формуле /1/ с. 21

Суммарное число зубьев вычисляем по формуле /1/ с. 21

полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа,

Уточняем угол наклона зубьев ,в градусах, по формуле /1/ с. 21

5. Число зубьев шестерни и колеса.

Определяем число зубьев шестерни по формуле /1/ с. 21

полученное значение округляем до ближайшего целого z₁ = 40

Определяем число зубьев колеса по формуле

z₂ = z_S – z₁

z₂ = 158– 40= 118

6. Определяем фактическое передаточное число u_ф по формуле

u_ф = z₂/z₁

u_ф = 118/ 40= 2.95

Проверяем отклонение фактического передаточного числа u_ф от заданного u по формуле

допустимое отклонение.

7. Диаметры колёс.

Делительные диаметры d:

- шестерня

d₂ = 2 ^. a_w – d₁ – колесо

d₂ = 2 · 160-81.01=238.99 vv

Проверка:d₁+ d₁/2=a_w

(81.01+238.99)/2=160

160=160

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

d_a1 = d₁ + 2 ^. m

d_a1 = 81,01 + 2 · 2 = 85,01 мм

d_f1 = d₁ – 2,5 ^. m

d_f1 = 81,01 – 2,5 · 2 = 76,01 мм

d_a2 = d₂ + 2 ^. m

d_a2 = 238,99 + 2 · 2 = 242,99 мм

d_f2 = d₂ – 2,5 ^. m

d_f2 = 238,99 – 2,5 · 2= 233,99 мм

8. Размеры заготовок

D_заг = d_a1 + 6

D_заг1= 85,01 + 6 = 91,01 мм

D_заг2= 242,99 + 6 = 248,99 мм

S_заг = b₂ + 4

S_заг= 53 + 4 = 57 мм

Таблица 3

Параметр		Шестерня	Колесо
Диаметр, мм.	делительный	d1=m*z1/cosβ=2*40/cos9.07=81,01	d2=m*z2/cosβ=2*160-81,01=238.99
	Вершин зубьев	da1= d1+2m=81,01+2*2=85,01	da2= d2+2m=242.99
	Впадин зубьев	Df1=d1-2,4*m=81,01-2,5*2=76,01	Df2=d2-2,4*m=233.99
Ширина венца , мм.		b1= b2 +3=56	b2=ψaw=53

9. Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям по формуле /1/ с. 23

где Z_ = 8400 для косозубой передачи

Определяем недогруз передачи по формуле

- недогруз допустим

10. Силы в зацеплении

окружная:

F_t = 2 ^. 10^{3 .} T_3Б / d₂

F_t = 2 ^. 10^{3 .} 399,04 /238,99 = 3,34 кH

радиальная:

F_r = F_t ^. tg / cos

F_r = 3,34 ^. tg(20) / cos(9,07) = 1,23 кH

осевая:

F_a = F_t ^. tg

F_a = 3,34 ^. tg(9,07) = 0,53 кH

11. Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба.

в зубьях колеса:

в зубьях шестерни:

Y_FS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, зависит от приведённого числа зубьев и коэффициента смещения табл. 2.10 /1/ с.24

Y_FS1 = 3,7

Y_FS2 = 3,59

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

Y_ = 1 -  / 100

Y_β = 1 – 9,07 / 100 = 0,909-0,91

Y_ = 0,65 – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Параметры быстроходной передачи таблица 4

Проектный расчет
Параметр	значение, мм	Параметр	Значение
Межосевое расстояние, аw	160	Угол наклона зубьев, В	9,07
Модуль зацепления, m	2	Диаметр делит. Окружности шестерня, d1 колесо, d2	81,01 238,99
Ширина зубчатого венца: шестерни, b1 колеса, b2	56 53	Диаметр окр. впадин шестерни, df1 колеса, df2	76,01 233,99
Число зубьев шестерня, z1 колесо, z2	40 118	Диаметр окр. вершин шестерни, da1 колеса, da2	85,01 242,99
Вид зубьев	косые
Проверочный расчет
Параметр		Допускаемые значения	Расчетные значения
Контактные напряжения, σ(Н/мм2)		490,00	451.92
Напряжение изгиба,Н/мм2	σf1	294,07	169,64
	σf2	255,96	164,59