Таблица 3.2 – Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи быстроходной ступени редуктора

Проверочный расчет
Параметр		Допускаемые значения, МПа	Расчетные значения, МПа	Примечания
Контактное напряжение, σH		514,3	513,2	недогрузка 0,21 %
Напряжение изгиба	σF1	294,1	157,7	недогрузка
	σF2	256,0	150,6	недогрузка

125>

---

4. Расчет тихоходной внутренней косозубой передачи

4.1 Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс тихоходной зубчатой передачи
Выберем материал для зубчатой пары колёс, одинаковый для шестерни и колеса, но с разными твёрдостями, так как твёрдость зубьев шестерни должна быть больше твёрдости зубьев колеса

Принимаем для шестерни – 40Х и для колеса - 45 [4]. Выберем термообработку для зубьев шестерни - улучшение и для зубьев колеса - улучшение.

Выберем интервал твёрдости зубьев шестерни HB₃ = 269…302 HB и колеса HB₄ = 235…262 HB.

Определяем среднюю твёрдость зубьев шестерни HB_3ср и колеса HB_4ср





Определяем разность средних твёрдостей зубьев шестерни и колеса



При этом соблюдается необходимая разность средних твёрдостей зубьев шестерни и колеса.

Определяем механические характеристики сталей для шестерни и колеса:

- для шестерни

- для колеса

По таблице 3.2 [4] выбираем предельные значения размеров заготовки шестерни (D_пред - диаметр) и колеса (S_пред - толщина обода или диска):

- для шестерни D_пред = 125 мм,

- для колеса S_пред = 80 мм.

Определяем допускаемые контактные напряжения .

Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни K_HL3 и колеса K_HL4
(4.1)
где N_HO3=10·10⁶ циклов – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [4];

N₃ – число циклов перемены напряжений за весь срок службы
(4.2)
где ω₂ - угловая скорость быстроходного вала,

---

L_h=18000 ч. – срок службы привода;



Т.к. , то принимаем K_HL3 = 1.
(4.3)
где N_HO4=10·10⁶ циклов – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [4];

N₄ – число циклов перемены напряжений за весь срок службы
(4.4)

где ω₃- угловая скорость тихоходного вала,

L_h= 18000 ч.– срок службы привода;



Т.к. , то принимаем K_HL4 = 1.

Определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу выносливости при числе циклов перемены напряжений N_HO3 и N_HO4
(4.5)

(4.6)


Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса
(4.7)

(4.8)


Расчет будем вести по наименьшему значению из полученных, то есть .

4.2 Расчет допускаемых напряжений изгиба
Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни K_FL3 и колеса K_FL4
(4.9)

(4.10)
где циклов – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [4];

N₃

---

– число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

Т.к. N₃>N_FO и N₄>N_FO, то принимаем K_FL3=K_FL4 = 1.

Определяем допускаемое напряжение изгиба соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений
(4.11)

(4.12)


Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса
(4.13)

(4.14)


Расчет будем вести по наименьшему значению из полученных, то есть
4.3 Проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
Определяем межосевое расстояние
(4.15)
где - вспомогательный коэффициент для косозубой передачи [4];

u – передаточное число редуктора;

T’₃ = – вращающий момент на одной паре зацепления раздвоенной ступени, Н·м;

- коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 [4];

=0,3;

- допускаемое контактное напряжение колеса, ;

- коэффициент, учитывающий распределению нагрузки по ширине венца

---

; .



Полученное значение внешнего делительного диаметра округляем до ближайшего по стандартному ряду до = 125 мм.

Определяем модуль зацепления
(4.16)
где - вспомогательный коэффициент для косозубой передачи [4];

d₄- делительный диаметр колеса.
(4.17)


b₄- ширина венца колеса;
(4.18)


- допускаемое напряжение изгиба;



Полученное значение модуля округляем до стандартного, получаем m =1,5 мм.

Определяем угол наклона зубьев β косозубой передачи

(4.19)


Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса
(4.20)
;

Полученное значение округляем до целого числа и берём

Определяем число зубьев шестерни
; (4.21)
=36,26.

Округляем полученное значение до целого, получаем .

Определяем число зубьев колеса
(4.22)
.

Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение

---

Смотрите также файлы

• Дене шынытыру пнінен 3 сыныпа арналан кнтізбелік таырыпты жоспар.docx

• Лекция Виды бизнеса Виды бизнеса и критерии их выделения.pdf

• ивановский государственный университет.docx

• Ответственность за неприменение профстандартов.docx

• 1. Происхождение и сущность государства Существуют различные теории происхождения государства. К ним относятся.docx