Детали машин

                                                  Т_1Б =

,                                             (3.4)

где u_Б - передаточное число на быстроходной ступени;

       u_Б = 5,47;

Т_1Б =

= 95,7 Н·м;

Вращающий момент на входном  валу редуктора:

                                       Т_ВХ =

= = 96,7 Н·м.                               (3.5)

 

3.2 Определение частот вращения

 

Определим частоту вращения быстроходного вала:

n₁ = n_э = 727 об/мин.

Определим частоту вращения промежуточного вала:

n₂ = = об/мин;

Определим частоту вращения тихоходного вала:

n₃ =

= об/мин;

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4 Геометрический расчет передач редуктора

 

4.1 Расчет тихоходной прямозубой ступени

 

m – модуль, m = 3;

z₁ – число зубьев шестерни, z₁ = 24;

z₂ – число зубьев колеса, z₂ = 82;

a – угол профиля, a = 20°;

с – коэффициент радиального зазора, с = 0,25

 

Определяем диаметры делительной  окружности

 

d₁ = m× z₁ = 72,45 мм;

d₂ = m× z₂ = 247,55 мм;

 

Определяем диаметры начальной  окружности

 

мм;

мм;

 

Определяем диаметры основной окружности

 

d_в1 = m× z₁×cosa = 3×24×cos20° = 67,66 мм;

d_в2 = m× z₂×cosa = 3×82×cos20° = 231,16 мм;

 

Определяем диаметры окружности впадин

 

d_f1 = d₁ – 2·(c + m) = 72,45 – 2·(0,25 + 3) = 65,95 мм;

d_f2 = d₂ – 2·(c + m) = 247,55 – 2·(0,25 + 3) = 241,05 мм;

 

Определяем диаметры окружности вершин

 

d_a1 = d₁ + 2·m = 72,45 + 2×3 = 78,45 мм;

d_a2 = d₂ + 2·m = 247,55 + 2×3 = 253,55 мм

 

4.2 Расчет быстроходной косозубой передачи

             m = 2,5;   z₁ = 15;   z₂ = 82;   a = 20°;   с = 0,25;

b – угол наклона зубьев, b = 14,070°

Определяем диаметры делительной  окружности

мм;

мм;

 

Определяем диаметры начальной  окружности

 

мм;

мм;

 

Определяем диаметры основной окружности

 

d_в1 = m× z₁×cosa = 2,5×15×cos20° = 35,24 мм;

d_в2 = m× z₂×cosa = 2,5×82×cos20° = 192,64 мм;

 

Определяем диаметры окружности впадин

 

d_f1 = d₁ – 2·(c + m) = 38,66 – 2·(0,25 + 2,5) = 33,16 мм;

d_f2 = d₂ – 2·(c + m) = 278,18 – 2·(0,25 + 2,5) = 205,84 мм;

 

Определяем диаметры окружности вершин

 

d_a1 = d₁ + 2·m = 38,66 + 2×2,5 = 43,66 мм;

d_a2 = d₂ + 2·m = 211,34 + 2×2,5 = 216,34 мм;

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5 Проверочный расчет зубчатой передачи

5.1 Выбор материала и термообработки зубчатых передач

Для шестерни и колеса тихоходной ступени выбираем марку 40Х с твердостью  53 HRC  и термообработку – азотирование.

Для шестерни и колеса быстроходной ступени выбираем марку 40Х с твердостью  58 HRC  и термообработку – азотирование.

 

5.2 Определение допускаемых контактных напряжений

 

Допускаемое контактное напряжение тихоходной ступени определяется по формуле:

 

                                             

,                                    (5.1) 

где  [σ_н]_1т - допускаемое контактное напряжение для шестерни тихоходной ступени;

                                               

,                                      (5.2)

где    – коэффициент запаса прочности, = 1,2 [3, С.168];

         – коэффициент долговечности;

         [σ_н]_2т - допускаемое контактное напряжение для колеса тихоходной ступени;

                                               

                                       (5.3)

Рассчитаем пределы выносливости для шестерни и колеса.

Согласно табл. 8.9 [3, С.168]

σ_нlim1 = 1050 МПа;

σ_нlim2 = 1050 МПа;

 

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

 

                                                   

                                           (5.4)

 

где – базовое число циклов, определяется по рис. 8.40 [3, С.169];

       ;

       ;

Определяем эквивалентное  число нагружений по формуле:

 

                                             

                                      (5.5)

 

где – коэффициент, зависящий от режима работы, выбирается по         табл. 8.10 [3, С.173], = 0,18

 

 

Определяем коэффициенты долговечности  по формуле (5.4)

 

;

;

 

Определяем допускаемые контактные напряжения по формуле (5.2)

 

МПа;

           

МПа

 

    Принимаем МПа

 

Допускаемое контактное напряжение быстроходной ступени определяется по формуле:

 

                                             

 

где  [σ_н]_1Б - допускаемое контактное напряжение для шестерни быстроходной ступени;

              

,

где    – коэффициент запаса прочности, = 1,2 [3, С.168];

         – коэффициент долговечности;

         [σ_н]_2Б - допускаемое контактное напряжение для колеса быстроходной ступени;

;

Рассчитаем пределы выносливости для шестерни и колеса

Согласно табл. 8.9 [3, С.168]

σ_нlim1 = 1050 МПа;

σ_нlim2 =1050 МПа;

 

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

 

                                                             

 

 

где – базовое число циклов, определяется по рис. 8.40 [3, С.169];

       ;

       ;

Определяем эквивалентное  число нагружений по формуле:

 

 

где – коэффициент, зависящий от режима работы, выбирается по         табл. 8.10 [3, С.173], = 0,18

 

;

.

 

Определяем коэффициенты долговечности по формуле (5.4)

 

;

;

 

Определяем допускаемые контактные напряжения по формуле (5.2)

 

МПа;

           

МПа;

Определяем  общее допускаемое контактное напряжения как полусумма полученных допускаемых напряжений

 ≤ 1,25[σ_н]_min

1058 ≤ 1137,5

 

5.3 Определение допускаемых изгибных напряжений

 

Допускаемое изгибное напряжение тихоходной ступени определяется по формуле:

                                                         

                                                            

                                     (5.6)

где  – предел выносливости зубьев при изгибе, выбирается по табл. 8.9

    [3, С.168],

                                           

= 12HRC_серд + 300,                                    (5.7)

где   HRC_серд - твердость зубьев в сердцевине;

         HRC_серд = 20 … 40 HRC;

= 12·32 + 300= 684 МПа,

        – коэффициент запаса прочности, = 1,75 [3, С.168];

        – коэффициент учитывающий вид нагружения, для нереверсивной передачи    =1;

       – коэффициент долговечности;

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

 

                                                    

                                              (5.8)

 

где – базовое число циклов, определяется по рис. 8.40 [3, С.169];

      ;

      ;

Определяем эквивалентное число  нагружений по формуле:

 

                                           

                                        (5.9)

 

где – коэффициент зависящий от режима работы и термообработки,  выбирается по табл. 8.10 [3, С.173], = 0,065;

;

;

 

Определяем коэффициенты долговечности  по формуле (5.8):

 

;

;

 

Т.к. найденное числовое значение коэффициента долговечности для шестерни не удовлетворяют условию 1 ≤ Y_N ≤ 2,6, то принимаем Y_N = 1.

Определяем допускаемые контактные напряжения по формуле (5.6):

 

МПа

МПа

 

Допускаемое изгибное напряжение быстроходной ступени определяется по формуле

                                                          

 

где  – предел выносливости зубьев при изгибе, выбирается по табл. 8.9

    [3, С.168],

= 12HRC_серд + 300,

где   HRC_серд - твердость зубьев в сердцевине;

         HRC_серд = 20 … 40 HRC;

= 12·32 + 300= 684 МПа,

        – коэффициент запаса прочности, = 1,75 [3, С.168];

        – коэффициент учитывающий вид нагружения, для нереверсивной передачи    =1;

       – коэффициент долговечности;

Коэффициент долговечности  определяется по формуле:

 

                                                 

 

 

где – базовое число циклов, определяется по рис. 8.40 [3, С.169]

      ;

      ;

Определяем эквивалентное число  нагружений по формуле:

 

 

где – коэффициент зависящий от режима работы и термообработки,  выбирается по табл. 8.10 [3, С.173], = 0,065;

;

;

Определяем коэффициенты долговечности  по формуле (5.8)

 

;

;

 

Т.к. найденные числовые значения коэффициентов долговечности для шестерни и колеса не удовлетворяют условию 1 ≤ Y_N ≤ 2,6, то принимаем Y_N1,2 = 1.

Определяем допускаемые контактные напряжения по формуле (4)

 

МПа.

5.4 Определение расчетных контактных напряжений

 

Расчетное контактное напряжение тихоходной ступени определяется по формуле:

 

                                 

                    (5.10)

 

где – коэффициент концентрации нагрузки по длине контактной линии, определяется по рис.8.15 [3, С.130], =1,1;

       – коэффициент динамичности, определяется по табл.8.3 [3, С.132], = 1,03;

        – приведенный модуль упругости зубчатой пары, = 2,1×10⁵ МПа;

Определяем  расчетное контактное напряжение по формуле (5.10):

МПа;

Условие прочности по контактным напряжениям  выполняется, так как

σ_н = 1130 МПа < [σ_н] = 1155 МПа.

 

Расчетное контактное напряжение быстроходной ступени определяется по формуле

                                                      (5.11)

где – коэффициент, учитывающий особенности расчета косозубой

    передачи на контактную прочность, и определяется по формуле:

 

                                                   

 (5.12)

 

 

 

где – коэффициент, учитывающий нагрузку между зубьями, определяется

по табл.8.7 [3, С.149], =1,07;

       – коэффициент торцевого перекрытия, определяется по формуле:

 

;

 

Определяем коэффициент  по формуле (5.12)

 

;

 

=1,325;

= 1,03;

= 2,1×10⁵ МПа;

Определяем расчетное контактное напряжение по формуле (5.11):

 

МПа;

 

Условие прочности по контактным напряжениям  выполняется, так как

σ_н = 1012 МПа <  [σ_н] = 1058,75 МПа.

 

5.5 Определение расчетных изгибных напряжений

 

Расчетное изгибное напряжение тихоходной ступени определяется по формуле

                                         

 (5.13)

 

где – коэффициент концентрации нагрузки при изгибе, определяется по рис.8.15 [3, С.130], =1,1;