Материал: Poyasnitelnaya_zapiska_1

Определяем фактические основные геометрические параметры передачи для шестерни и колеса:

фактические углы делительные конусов колеса и шестерни

(3.24)

- делительный диаметр шестерни и колеса

(3.25)

(3.26)

- коэффициенты смещения для шестерни и колеса

(3.27)

- внешние диаметры зубьев шестерни и колеса

(3.28)

(3.29)

3.4 Проверочный расчет закрытой конической зубчатой передачи

Проверяем пригодность заготовок колёс.

Условие пригодности заготовок колёс

(3.30)

(3.31)

Диаметр заготовки шестерни

(3.32)

Толщина диска колеса

(3.33)

Проверяем условия пригодности (3.35) и (3.36)

109,2<125 мм;

17,6< 60 мм.

Условия прочности выполняются.

Проверяем контактные напряжения

(3.34)

Эквивалентное число зубьев колеса и шестерни

(3.35)

(3.36)

Y_F1, Y_F2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, определяются по таблице 4.4 [4] в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса, принимаем Y_F2 =3,61 и Y_F1 =3,58;

Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса

(3.37)

где - окружная сила в зацеплении;

(3.38)

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни

(3.39)

Допускается недогрузка по напряжениям изгиба. Условие прочности по напряжениям изгиба выполняется. Представим проектный и проверочный расчеты зубчатой передачи в виде таблиц (таблица 3.1 и таблица 3.2).

Таблица 3.1 – Результаты расчет зубчатой конической быстроходной

передачи редуктора

Таблица 3.2 – Проверочный расчет зубчатой конической передачи быстроходной ступени редуктора

4. Расчет тихоходной внутренней прямозубой 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 ω₃ - угловая скорость быстроходного вала,

L_h=49000 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 ω₄- угловая скорость тихоходного вала,

L_h=49000 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 .