Материал: metod_Primer_rascheta_kursovoy_raboty[1]

Вычисленное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего числа по ряду размеров Ra 40:

2.5 Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр:

где a_w=125 мм – межосевое расстояние;

i_б=6,4 - передаточное число быстроходной ступени.

Ширина:

где - коэффициент ширины;

a_w=125 мм – межосевое расстояние;

Округляем полученное значение до стандартного числа ([1] табл.24.1.)

2.6 Модуль передачи

Максимально допустимый модуль m_max, мм определяем из условия не подрезания зубьев у основания.

где a_w=125 мм – межосевое расстояние;

i_б=6,4 - передаточное число быстроходной ступени.

Минимальное значение модуля m_min, мм определяем из условия прочности.

(2.12)

где K_m=2,8×10³ – для косозубых передач;

– допускаемое напряжение изгиба;

- вращающий момент на шестерне;

i_б=6,4 - передаточное число быстроходной ступени;

a_w=125 мм – межосевое расстояние;

- ширина колеса;

K_F – коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба определяется по формуле:

_{где KFV=1,04 – коэффициент, учитывающий динамику нагружения ([2] табл.13 прил.Л);}

_{KFα=1,6 – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределения нагрузки между зубьями берем равным K}⁰_Hα;

_{KFβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:}

Следовательно:

Подставив полученные значения K_m, K_F, T_б, i_б, a_w, b₂ в формулу (2.12), получаем:

Из полученного диапазона (m_min … m_max) модулей принимают меньшее значение m, согласуя его со стандартным.

m=1,5 мм.

2 .7 Суммарное число зубьев и угол наклона

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес:

где m=1,5 мм – модуль передачи;

- ширина колеса.

Суммарное число зубьев:

_{Полученное значение zS округляем в меньшую сторону до целого числа:}

Действительное значение угла β наклона зуба:

Угол наклона зуба β принимаем равным .

2.8 Число зубьев шестерни и колеса

Определение числа зубьев шестерни:

,

где – суммарное число зубьев;

i_б=6,4 - передаточное число быстроходной ступени.

Определение числа зубьев колеса:

2.9 Фактическое передаточное число быстроходной ступени цилиндрической косозубой передачи

2.10 Диаметры колес

Определение делительного диаметра d:

- шестерни:

- колеса:

О пределение диаметров окружностей вершин и впадин зубьев колеса и шестерни.

Диаметры окружностей вершин и впадин шестерни:

Т.к. , то x₁=0, следовательно

Диаметры окружностей вершин и впадин колеса:

2.11 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное значение контактного напряжения:

где z_σ=8400 МПа – для косозубых передач;

a_w=125 мм – межосевое расстояние;

– коэффициент нагрузки;

- вращающий момент на шестерне;

- фактическое передаточное число;

- ширина колеса;

- допустимое контактное напряжение.

Т.к. условие где - выполнено, то ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.

2.12 Силы в зацеплении

- окружная:

- радиальная:

3 Расчет тихоходной цилиндрической косозубой передачи редуктора

3.1 Выбор материала зубчатых колеса и шестерни

В качестве материала зубчатых колеса и шестерни выбираем сталь 40 ХН ГОСТ 4543-71. Термообработка колеса и шестерни одинаковая – улучшение и закалка ТВЧ 45…50HRC.

σ_Т=750 МПа.

Зубья колеса и шестерни на поверхности имеют высокую твердость, а сердцевина зуба соответствует термообработке улучшение, что обеспечивает высокую прочность зубьев на изгиб ([2] табл.6 прил.Л).

3.2 Определение допустимых контактных напряжений

- для шестерни:

(3.1)

- для колеса:

(3.2)

где σ_{H lim} – предел контактной выносливости, МПа;

z_N – коэффициент долговечности;

z_R=1 – коэффициент влияния шероховатости;

z_V=1 – коэффициент влияния окружной скорости;

S_H=1,2 – коэффициент запаса прочности.

Для колес с т.о. – улучшение и закалка ТВЧ согласно ([2] табл.7 прил.Л) принимаем:

Коэффициент долговечности:

при 1≤ z_N ≤ z_{N max} , (3.3)

где N_HG – число циклов, соответствующее перелому кривой усталости;

N_K – ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения η_min^-1 и времени работы L_h часов.

(3.4)

(3.5)

где n – частота вращения (шестерни , колеса );

n_з=1 – число вхождений в зацеплении зубьев рассчитываемого колеса (шестерни) за один его оборот;

L _h – суммарное время работы передачи:

(3.6)

где L=5 – число лет работы;

К_год. = 0,82 , К_сут. = 0,33.

Подставим L_h в формулу (3.5):

- осевая:

2 .13 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

- в зубьях колеса:

где - коэффициент нагрузки;

- окружная сила в зацеплении;

- ширина колеса;

m=1,5 мм – модуль передачи;

- коэффициент, учитывающий форму зуба ([2] табл.14 прил.Л);

- коэффициент, учитывающий угол наклона зуба:

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Условие выполняется, где .

- в зубьях шестерни:

где - коэффициент, учитывающий форму зуба ([2] табл.14 прил.Л).

Условие выполнено, где . Т.е. расчетные напряжения изгиба меньше допустимых.