Расчёт контактного напряжения

4.1.13 Расчёт контактного напряжения

s_Н = 436 × Ö (F_t / d₁ × b₁) × (U + 1 / U) × K_Hb × K_Hu

s_Н= 436 Ö (712 / 34 ×36) × (4,3 +1 / 4,3) ×1,15 × 1,2 = 419 МПа

4.1.14 Коэффициент формы зуба. (табл. 6,8, стр.101)

для шестерни Z₁ =34 Y_F1 = 3,76

для колеса Z₂ =146 Y_F2 = 3,6

4.1.15Расчётное напряжение изгиба в основании ножки зуба колеса

s_F2 = Y_F2 × (F_t / b₂ ×m) × K_Fb×K_Fu= 3,6 × (712 / 36 × 1) ×1,52 ×1,4 = 151

151 < [s]_F2

s_F1 = Y_F1 × (F_t / b₂ ×m) × K_Fb×K_Fu= 3,76 ×(712 / 36 ×1) ×1,52 ×1,4 = 158

158 < [s]_F1

 

4.2 Вторая передача

4.2.1 Исходные данные

Прямозубая закрытая

Вход в передачу Т₂ = 50,9 Нм

Выход Т₃ = 165,2 Нм

Передаточное число U =3,3

4.2.2 Подбор материала

Выбираем материал: Сталь 45 (табл. 6,4 стр.92)

улучшение паковкой

Твёрдость: шестерни НВ 194 –222

 колеса НВ 180 –192

HBср = 222 + 194 / 2 = 208 (шестерни)

HBср = 180 + 192 / 2 = 186 (колеса)

4.2.3 Определение допускаемых контактных напряжений (табл.6,13 стр. 94)

[sн] = ( sно /Sн ) × КнL = ( 2 × 208 + 70 / 1,1) × 1 = 534,6 (шестерни)

[sн] = ( sно /Sн ) × КнL = ( 2 × 186 + 70 /1,1 ) × 1 = 401,8 (колеса)

4.2.4 Определение допускаемых напряжений изгиба

[sF] = (sFo / SF ) КFL = 1,8 × 208 / 1,8 ) × 1 =208 (шестерни)

[sF] = (sFo / SF ) КFL = 1,8 × 186 / 1,8 ) × 1 =186 (колеса)

4.2.5 Определение межосевого расстояния передачи

a_w = 49,5 ( U₂ +1 )× ³Ö K_HB T₂ / Y_а × U₂ ×[s _н ]²

 a_w= 49,5 ( 3,3 +1) × ³Ö 1 × 50,9 × 10³ / 0,4 × 3,3 × (401,8)³ =132,9мм

 Принять расстояние a_w =134мм.

4.2.6 Определение модуля зубьев.

m = P1 /p = 3,8 / 3,14 = 1,5

 Принять модуль m = 2

4.2.7 Определение числа зубьев

Z_S = 2a_w / m = 2 ×134 / 2 =134

Z₁ = Z_S / ( U + 1 ) = 134 / (3,3 + 1 ) =31 (шестерни)

Z₂ = Z_S - Z₁ = 134 – 31 = 103 (колеса)

4.2.8 Определение передаточного числа редуктора

U = Z₂ / Z₁ = 103 / 31 = 3,3

4.2.9 Основные геометрические размеры передачи: Делительный диаметр d₁ = Z₁ × m = 31 × 2 = 62мм (шестерни)

d₂ = Z₂ ×m = 103 × 2 = 206мм (колеса)

Диаметр вершин зубьев.

d_а1 = d₁ + 2 × m = 31 + 2 × 2 = 66мм (шестерни)

d_а2 = d₂ + 2 × m = 206 + 2 ×2 =210мм (колеса)

Ширина колеса b₂ =Y_a ×a_w = 0,4 × 134 = 54мм

Ширина шестерни b₁ = b₂ + 5 = 54 + 5 = 59мм

4.2.10 Окружная скорость зубчатых колёс

u = w₂ × d₂ / 2 = 70 × 62 / 2 = 2,17 м/с.

Принимаем u = 3 м/с.

4.2.11 Окружная сила

F_t2 = 2 × T₂ / d₁ = 2 × 50,9 × 10³ / 62 = 1642 H

4.2.12 Принять коэффициенты

K_Hu = 1,2 K_Hb = 1.14

K_Hu = 1,4 K_Fb = 1,28

Y_bd = b₂ / d₁ = 54 / 62 = 0.86

4.2.13 Расчёт контактного напряжения

s_Н = 436 × Ö (F_t / d₂ × b₁) × (U + 1 / U) × K_Hb × K_Hu

s_Н= 436 Ö (1642 / 62 ×54) × (3,3 +1 / 3,3) ×1,14 × 1,2 = 408 МПа

4.2.14 Коэффициент формы зуба . (табл. 6,8, стр.101)

для шестерни Z₁ =31 Y_F1 = 3,78

для колеса Z₂ =103 Y_F2 = 3,6

4.1.15Расчётное напряжение изгиба в основании ножки зуба колеса

s_F2 = Y_F1 × (F_t / b₂ ×m) × K_Fb×K_Fu= 3,6 × (1642 / 54 × 2) ×1,14 ×1,4 = 88

88 < [s]_F2

s_F1 = Y_F2 × (F_t / b₂ ×m) × K_Fb×K_Fu= 3,76 ×(1642 / 54 ×1) ×1,14 ×1,4 = 92

92 < [s]_F1

5.Орентировочный расчёт валов, подбор подшипников

5.1 Исходные данные

Первая ступень. Вторая ступень.

d₁ = 34мм d₁ = 62мм

d₂ = 146мм d₂ = 206мм

b₁ = 41мм b₁ =58мм

b₂ = 36 b₂ =54мм

5.1.2 Определение минимального диаметра вала

D_{min 1} = 5 × ³Ö12,1 = 11мм

D_{min 2} = 5 × ³Ö51 = 18мм

D_{min 3} = 5 × ³Ö165 = 26мм