(3.3)

где L_h – расчетный срок службы передачи.

N_К1 = 60∙1477∙2000=17,7∙10⁷

N_К2 = 60∙369,25∙2000=4,43∙10⁷

Определяем базовый предел контактной выносливости из формулы (3.4) для шестерен быстроходной и тихоходной ступени

= 2 НВ + 70 (3.4)

= 2∙280 + 70 = 630 Н/мм² ;

для колес

= 2∙260 + 70 = 590 Н/мм² .

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость определяются по формуле:

(3.5)

. Принимаем S_H=1,1÷1,2, S_H=1,1.

Выбираем допустимое =536,36 МПа.

Производим расчет на прочность тихоходной ступени как более нагруженной.

= НВ + 260(3.5)

= 280 + 260=540 МПа

= 260 + 260=520 МПа

Делительный диаметр шестерни d₁ (мм) определяется из условия обеспечения контактной прочности по формуле

,(3.6)

где K_d – вспомогательный коэффициент, МПа^1/3;

K_d=770 – для стальных прямозубых колес;

K_d=675 – для стальных косозубых и шевронных колес;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; Т_2Н – передаваемый крутящий момент на числа тех, число циклов действия которых превышает 0,03 N_HE, Н·м (N_HE – эквивалентное число циклов перемены напряжений); - допускаемое контактное напряжение, МПа.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле:

a=К_а(u+1) (3.5)

где для косозубых колёс К_а=43, а передаточное отношение редуктора u_р=4.

_ab—коэффициент ширины колеса. Принимаем для косозубых колёс коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию _ab = =0.2 стр.157 /8/. где =1,09.

a= =150,1 мм, принимаем 150 мм.

Рабочая ширина тихоходной ступени

Принимаем =30 мм.

Для определения остальных диаметров зубчатых колес необходимо найти модуль, ориентировочное значение которого можно вычислить по формуле

(3.8)

Определяем модуль зацепления по формуле (3.8):

=25 (табл. 9.5 [3]). Принимаем m=2 мм.

Принимая , определяем угол наклона зубьев:

(3.9)

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Z_Σ= (3.10)

Z_Σ= 146,7 принимаем Z_Σ=147.

Уточняем угол наклона зубьев:

сosβ= (3.11)

сosβ= 0,913

Тогда угол β=11⁰28^’.

Определяем действительное число зубьев шестерни:

(3.12) =29,4

Принимаем Z₁=30

Число зубьев колеса:

Z₂=Z_Σ-Z₁ (3.13)

Z₂=147-30=117

Уточняем диаметры:

(3.12)

Уточняем межосевое расстояние:

(3.13)

Диаметры колёс:

(3.15)

(3.16)

Производим проверочный расчет по контактным напряжениям, для чего определяем:

окружную силу

(3.17)

Н

(3.18)

Н

окружную скорость определим по формуле

(3.19)

По таблице 9.10 [1] назначаем 9-ю степень точности. По таблице 9.9 [1] g₀=73, по таблице 9.7 [1] δ_Н=0,002. Удельная окружная динамическая сила по формуле (3.20).

(3.20)

где δ_Н – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев. Значения δ_Н при расчете на контактные и изгибные напряжения различны; g₀ – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса; v – окружная скорость, м/с.

Отсюда удельная окружная динамическая сила равна:

.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации по формуле (3.21).

(3.21)

.

По формуле

(3.22)

По формуле

(3.23)

(рис.9.7 [1]).

Для полюса зацепления расчетное контактное напряжение определяется по формуле (3.22).

Определяем расчетное контактное напряжение по формуле

,(3.24)

где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления; при Х=0 и Х_Σ =0 =20⁰, =1,77 cos β; - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес (Е_пр – приведенный модуль упругости материала зубчатых колес, v - коэффициент Пуассона); для стальных колес ; - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; для прямозубых передач ; для косозубых и шевронных при ; - удельная расчетная окружная сила, Н/мм.

Учитывая, что Z_H=1,77·cos11⁰²⁸’=1,71; Z_M=275.

(3.25)

Недогрузка 1,9% < Проверка по напряжениям изгиба:

(3.26)

Находим значение коэффициента в зависимости от числа зубьев: Y_F1=3,9, Y_F2=3,6 по графику 9.6 [1].

Определяем эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:

.

Расчет производим по шестерне.

При

;

(3.27)

По графику .

По таблице 9.8 [1] =0,006; g₀=73.

,

Из выражения (3.21)

.

По формуле (3.22) определяем

По формуле (3.23)

Напряжение изгиба определяем по формуле (3.24)

< .

Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

4. РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

Делительный диаметр шестерни d1 (мм) определяется из условия обеспечения контактной прочности по формуле из условия соосности межосевое расстояние а_w=150 мм.

мм

мм

Определяем коэффициент

где =1,03, K_d=770

Рабочая ширина быстроходной ступени

Принимаем =50 мм.

Для определения остальных диаметров зубчатых колес необходимо найти модуль, ориентировочное значение которого можно вычислить по формуле

(4.1)

На основании рекомендации принимаем параметр =25 и определяем модуль зацепления по формуле (4.1):

По СТ СЭВ 310-76 и на основании рекомендаций принимаем m=2 мм.

Определяем число зубьев шестерни и колеса:

(4.2)

.

. (4.3)

.

Уточняем диаметры колес тихоходной ступени:

(4.4)

(4.5)

по формуле 3.16

Определяем межосевое расстояние

(4.6)

Выполним проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям, для чего определяем следующие величины:

Окружную силу

(4.7)

(4.8)

окружную скорость по формуле (3.19)

По таблице 9.10 [1] назначаем 8-ю степень точности. По таблице 9.9 [1] g₀=56, по таблице 9.7 [1] δ_Н=0,006. Удельная окружная динамическая сила по формуле (3.20).

.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации по формуле: (3.21)

(рис. 9.5 [1]).

.

По формуле (3.22):

По формуле (3.23):

Для полюса зацепления расчетное контактное напряжение определяется по формуле (3.24), учитывая, что Z_H=1,77, Z_M=275.

(4.9)

Недогрузка составляет 7,2%, что допустимо.

Тогда

Недогрузка составляет 1,4%, что допустимо.

Производим проверку по напряжениям изгиба по формуле (3.24).

Находим значение коэффициента в зависимости от числа зубьев: Y_F1=3,8, Y_F2=3,6 (рис.9.6 [1]).

Определяем менее прочное звено:

.

Расчет производим по шестерне.

Коэффициент концентрации нагрузки (рис. 9.5 [1]).

По формуле (3.20):

,

где =0,016 (табл.9.8 [1]), g₀, v, , u имеют прежние значение.

По формуле (3.21)

Коэффициент динамическое нагрузки по формуле (3.22)

По формуле (3.23)

Напряжение изгиба

(4.10)

< .

5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА

Корпус редуктора выполняем литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79.Для удобства сборки корпус выполняем разборным. Плоскость разъема проходит через оси валов, что позволяет использовать глухие крышки для подшипников. Плоскость разъема для удобства обработки располагаем параллельно плоскости основания. Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняем фланцы. Фланцы объединены с приливами для подшипников.

Толщина стенок основания корпуса и крышки редуктора:

=0,025·150+1=5,5

Принимаем ,

=0,02·150+1=4,6

Принимаем .

Толщина фланцев поясов корпуса и пояс крышки

нижний пояс корпуса

,

принимаем р=20 мм.

Диаметры болтов:

• фундаментальных

принимаем болты с резьбой М18

• крепящих крышку корпуса у подшипников

принимаем болты с резьбой М12.

• соединяющих крышку с корпусом

принимаем болты с резьбой М10.

Ширина фланцев: К=2,7d

верхнего К₁=2,7 ·10=27 мм;

нижнего К₂=2,7· 18=50 мм.

Толщину стенок крышек подшипников, принимаем в зависимости от диаметра самого подшипника по табл. 5.4 [3].

6. РАСЧЕТ ВАЛОВ И ПОДШИПНИКОВ РЕДУКТОРА

6.1 Расчет входного вала

Материал вала сталь 45Х

Определяем изгибающий момент по формуле (6.12)

Н·м

Определяем реакции в опорах в вертикальной плоскости

Проверка

-912,7+779,2+133,5=0

Определяем реакции в опорах в вертикальной плоскости

Производим проверку правильности определения численных значений реакций

-

Диаметр выходного конца вала d=25 мм

Диаметр под подшипники d=30 мм

мм(6.2)

Определяем диаметр вала в опасном сечении считаем опасным сечением вал под подшипником, так как шестерня выполняется заодно с валом по формуле (6.2)

мм,

принимаем d=30 мм.

Определим момент сопротивления сечения вала по формуле (6.3).

Определим полярный момент по формуле (6.5).