Определяем диаметры колес (с.41 [1])

5.         Определяем диаметры колес (с.41 [1]) .

Делительные диаметры:

шестерни

= мм

колеса

= мм

Диаметры окружностей вершин и впадин шестерни

d_a1=d₁+2m =54+2·2=58 мм

d_f1=d₁-2,5m = 54-2,5·2 =49 мм

колеса

d_a2=d₂+2m =226+2·2 =230 мм

d_f2=d₂-2,5m = 226-2,5·2=221 мм

6.         Определяем ширину шестерни и колеса.

Ширину колеса находим по формуле (с.41 [1]) :

b₂=· (3.10)

где  - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28...0,36 — для шестерни, расположенной симметрично относительно опор, принимаем =0,3 (с. 13 [2]).

b₂=140·0,3 =42 мм

Ширина шестерни больше на (3÷8) мм чем у колеса

b₁= b₂+(3÷8)=42+5=47 мм.

  3.7 Проверочный расчет передачи Определяем точность найденных диаметров по межосевому расстоянию

(3.11)

мм

Таким образом, найденные диаметры определены, верно.

Определяем силы в зацеплении:

Окружная сила направлена по касательной в точки касания колеса и шестерни.

(3.12)

где Т₂ - вращающий момент на 2 промежуточном валу, Н·м;

d₂ – делительный диаметр шестерни, мм.

 Н

Радиальная сила направлена к центру окружности и определяется по формуле (с.19 [2]) :

(3.13)

где F_t – окружная сила, Н;

α – между геометрической суммой радиальной и осевой силами,

β- угол наклона зубьев, tg β=0,364.

 Н

Проверяем зубья колес по напряжениям изгиба. Должно выполняться неравенство

Для колеса

(3.14)

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. (с.15 [2]), =0,91;

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (с.16 [2]), =1,4;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (с.16 [2]),

=1,25;

- коэффициент, учитывающий наклон зуба,

=;

- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), =3,61;

b₂ - ширина колеса, мм.

 Мпа

Для шестерни

(3.15)

где - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), =3,61;

- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), =3,92;

- напряжение изгиба на колесе, Мпа.

 Мпа

Так как [σ]_F1=547,83 МПа, [σ]_F2=495,65 МПа и σ_F1=390,5 МПа, σ_F2=359,91 МПа, что удовлетворяет условию [σ]_F1 σ_F1 , [σ]_F2 σ_F2 то колеса прошли проверку по напряжениям на изгиб.

Проверяем зубья колес по контактным напряжениям .

(3.18)

где , , -коэффициенты учитывающие распределение нагрузки между зубьями, неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии, дополнительные динамические нагрузки, так как редуктор рассчитан на долгий срок службы то =1, =1, =1.

=498,41 МПа

Определяем, погрешность допускаемого напряжения

% (3.19)

%=0,5%

Колеса перегружены на 0,5%.

3.8 Вывод

При определении погрешности передаточного числа, получили Δi= 1,4% , что позволяет сделать вывод- передаточное число выбрано, верно.

Так как [σ]_F1=547,83 МПа, [σ]_F2=495,65 МПа и σ_F1=390,5 МПа, σ_F2=359,91 МПа то колеса прошли проверку по напряжениям на изгиб.

В результате расчетов определили, что 0,5% перегрузки. Это величина не превышает допустимого значения (5 % перегрузки и 10 % недогрузки), следовательно, колеса прошли проверку по контактным напряжениям.

В результате проверочного расчета убедились, что полусумма делительных диаметров равна межосевому расстоянию.

4 Расчет тихоходной прямозубой цилиндрической зубчатой передачи 4.1 Задача

Провести проектный расчет, подобрать материал, определить основные геометрические параметры и проверить на контакт.

4.2 Расчетная схема

Рисунок 4.1 – Расчетная схема зацепления колес   4.3 Данные для расчета

Данные для расчета передачи берем из кинематического расчета.

Таблица 3.1 - силовые и скоростные параметры для расчета промежуточной передачи

/Параметр	Р, кВт	Т, Н·м	ω, с-1	n, об/мин	i
3 вал	6,312	220,1	28,68	274	3,3
4 вал	6,06	697,4	8,69	83

4.4 Условие расчета

Проектный расчет ведем на контакт, так как основной вид разрушения закрытых зубчатых передач - поверхностное выкрашивание зубьев в зоне контакта. Проверяем на контакт и изгиб.

4.5 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Материалы для изготовления зубчатых колес подбирают по таблице 3.3 [1]).Для повышения механических характеристик материалы колес подвергают термической обработке. В зависимости от условий эксплуатации и требований к габаритным размерам передачи принимаем следующие материалы и варианты термической обработки (Т.О.).

Рекомендуется назначать для шестерни и колеса сталь одной и той же марки, но обеспечивать соответствующей термообработкой твердость поверхности зубьев шестерни на 20—30 единиц Бринеля выше, чем колеса.

Примем для колеса и шестерни сталь 40ХН и вариант термообработки ( таблица 3.3 [1]);

колесо—улучшение: НВ 280;

шестерня—улучшение: НВ 250.

Для непрямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяют по формуле (3.9 [1])

, МПа (4.1)

где σ_нlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов (таблица 3.2 [1])

σ_нlimb=2НВ+70, МПа (4.2)

для колеса σ_н1limb=2·280+70=630н/мм²;

для шестерни _σ_н2limb=2·250+70=570 н/мм².

- коэффициент долговечности; если число циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают = 1

[п]_Н — коэффициент безопасности; для колес из нормализованной и улучшенной стали, а также при объемной закалке принимают [п]_Н = 1,1—1,2, принимаем [п]_Н = 1,15

[σ]_н1= МПа

[σ]_н2=Мпа

Принимаем наименьшее значение [σ]_н =495,65 Мпа

Допускаемые напряжения на изгиб определяем по формуле

[σ]_Fa=1,03·HB, МПа (4.3)

[σ]_F1=1,03·280=288,4 МПа

[σ]_F2=1,03·250=257,5 МПа

  4.6 Проектный расчет передачи

Важнейшим геометрическим параметром редуктора является межосевое расстояние, которое необходимо для определения геометрических параметров колес.

1. Определяем межосевое расстояние по формуле (с.11 [2]) :

(4.4)

- вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач =43, для прямозубых — =49,5;

- передаточное число тихоходной передачи;

Т₂ - вращающий момент на 2 промежуточном валу, Н·м;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев  = 1(см. 3.1, п. 1 [1]);

 - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28...0,36 — для шестерни, расположенной симметрично относительно опор=0,3 (с. 13 [2]).

- допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, н/мм2.

=49,5·(3,3+1)·=203,1 мм

Полученное значение межосевого расстояния  округляют в большую сторону до стандартного по СТ СЭВ 310-76 : 40, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 220, 250, 280, 315 мм. Принимаем =200 мм.

2. Выбирают модуль в интервале m=(0,01÷0,02)  , по СТ СЭВ 310—76 (в мм)

m=(0,01÷0,02) ·200=(2÷4)мм

Модуль принимаем из стандартного ряда (с.30 [1]) m=2мм

3. Определяем суммарное число зубьев данной передачи по формуле (с.13 [2]) :

Z_Σ= (4.5)

где - межосевое расстояние, мм;

m –модуль передачи, мм;

Z_Σ=

Z_Σ – суммарное число зубьев передачи.

Находим число зубьев на шестерни по формуле (с.14 [2]) :

Z₁= (4.6)

где - передаточное число промежуточной передачи.

Z₁=

Число зубьев на колесе находится по формуле (с.14 [2]) :

Z₂ =Z_Σ - Z₁ (4.7)

где Z₁ – число зубьев шестерни.

Z₂ =200-47=153

4. определяем фактическое передаточное число по формуле (с.18 [2]) :

(4.8)

где Z₂ – число зубьев колеса.

Погрешность при выборе передаточного числа определяем по формуле (с.18 [2]) :

Δi=% (4.9)

Δi =%=1,5%

Погрешность составляет всего 1,5% , что позволяет сделать вывод, что передаточное число выбрано верно.