123734 (689586), страница 3
Текст из файла (страница 3)
; 
МПа.
,
т.е. при действии пикового момента не произойдет хрупкого разрушения поверхностного слоя.
Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение 
изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое 
;
;
; 
МПа.
; 
МПа.
Допускаемые напряжения принимают:
,
где 
– максимально возможное значение коэффициента долговечности, для сталей с объемной термообработкой 
;
– коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки, в случае единичных перегрузок 
;
– коэффициент запаса прочности, 
.
; 
МПа.
; 
МПа.
и 
, т.е. при действии пикового момента не произойдет хрупкого разрушения зубьев.
4 Расчет зубчатой передачи второй ступени
Расчет зубчатой передачи второй ступени производится по формулам, приведенным при расчете зубчатой передачи первой ступени, поэтому далее расчетные формулы не приводятся, значения подставляются в указанные ранее формулы и дополняются краткими пояснениями.
4.1 Межосевое расстояние
Предварительное значение межосевого расстояния:
мм;
в соответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем 
мм.
Окружная скорость:
м/с.
Степень точности по ГОСТ 1643-81 назначена 
.
Для вычисления окончательного значения окружной скорости вычисляем значение коэффициента 
:
Коэффициент 
, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, находиться по таблице 2.6 принимаем 
.
.
(по табл. 2.7).
(по табл. 2.8).
.
.
Тогда находим значение :
Окончательное значение межосевого расстояния:
мм;
в соответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем 
мм.
4.2 Предварительные основные размеры зубчатого колеса
Делительный диаметр зубчатого колеса:
мм.
Ширина зубчатого колеса:
мм;
в соответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) окончательное значение 
мм.
Ширина шестерни:
мм.
в соответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем 
мм.
4.3 Модуль передачи
Максимально допустимый модуль 
, мм:
мм.
Для вычисления минимального значения модуля (
) находим коэффициент нагрузки 
:
.
Коэффициент 
учитывающий внутреннюю динамику нагружения, по таблице 2.9 принимаем 
.
.
.
Используя полученные значения находим коэффициент :
.
мм.
Из ряда стандартных модулей принимаем 
мм.
4.4 Суммарное число зубьев колес и угол наклона
Угол наклона 
.
Суммарное число зубьев:
.
Число зубьев шестерни:
.
Число зубьев зубчатого колеса:
.
Фактическое передаточное число:
.
4.5 Диаметры колес
Делительный диаметр шестерни:
мм.
Делительный диаметр зубчатого колеса:
мм.
Коэффициент смещения 
при 
принимает значение 
;
Делительное межосевое расстояние
.
Коэффициент воспринимаемого смещения
;
Диаметр 
окружностей вершин зубьев колес:
мм.
мм.
Диаметр 
окружностей впадин зубьев колес:
мм.
мм.
4.6 Размеры заготовок
Диаметр заготовок:
мм.
мм.
Толщина заготовок:
мм.
мм.
Для выбранного материала зубчатого колеса параметр 
(по табл. 2.1) не удовлетворяет условию 
, поэтому для зубчатого колеса вместо стали марки 40Х выбираем сталь марки 40ХН. Твердость зубьев 235...262НВ, что совпадает с параметрами стали марки 40Х.
4.7 Проверка зубьев по контактным напряжениям
Расчетное значение контактного напряжения:
МПа.
Отклонение 
от ранее найденного 
:
Полученное значение больше ранее найденного значения на 2%, что является допустимым, поэтому значение 
МПа принимаем за окончательное.
4.8 Силы в зацеплении
Окружная сила:
Н.
Радиальная сила:
Н.
Осевая сила:
Н.
4.9 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:
Коэффициент 
, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, по таблице 2.10 принимаем 
, 
;
– коэффициент, учитывающий угол наклона зуба, 
;
– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, 
.
МПа,
что удовлетворяет обязательному условию 
.
Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:
МПа,
что также удовлетворяет обязательному условию 
.
4.10 Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки
.
Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение 
не должно превышать допускаемое напряжение 
;
МПа.
Допускаемое напряжение:
МПа.
, т.е. при действии пикового момента не произойдет хрупкого разрушения поверхностного слоя.
Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое ;
МПа.
МПа.
Допускаемые напряжения соответствуют значениям, найденным при расчете первой ступени редуктора:
МПа.
МПа.
и , т.е. при действии пикового момента не произойдет хрупкого разрушения зубьев.
5. Расчет валов
5.1 Расчет быстроходного вала
; 
мм;
в соответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем 
мм.
,
где 
.
мм.
в соответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем 
мм.
,
где 
.
мм.
в соответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем 
мм.
5.2 Расчет промежуточного вала
; 
мм;
в соответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем 
мм.
,
где 
.
мм,
в соответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем 
мм.
; 
мм.
где 
.
в соответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем 
мм.
; 
мм.
в соответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем 
мм.
5.3 Расчет тихоходного вала
; 
мм,
в соответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем 
мм.
,
где 
.
мм,
в соответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем 
мм.
,
где 
.
мм,
в соответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем 
мм.
; 
мм.
6 Выбор подшипников
Для опор валов цилиндрических прямозубых редукторов применяют шариковые радиальные подшипники. Первоначально назначаем подшипники легкой серии, класс точности 0.
6.1 Для быстроходного вала
Принимаем 
мм
Выбираем «Подшипник 208 ГОСТ 8338-75» с параметрами (см. рис.):
мм; 
мм; 
мм; 
мм.
6.2 Для промежуточного вала
Принимаем мм.
Выбираем «Подшипник 209 ГОСТ 8338-75» с параметрами:
мм; 
мм; 
мм; мм.
6.3 Для тихоходного вала
Принимаем мм.
Выбираем «Подшипник 215 ГОСТ 8338-75» с параметрами:
мм; 
мм; 
мм; мм.
7. Проверочный расчет шпонки на прочность
7.1 Расчет для зубчатого колеса первой ступени
Расчет рабочей (минимально необходимой) длины 
шпонки производится по формуле:
,
где 
- допускаемое напряжение смятия шпонки при действии нагрузки, 
МПа;
- высота шпонки, 
мм (по табл. 24.29).
мм.
Ширина ступицы зубчатого колеса первой ступени принимается равной 55мм, поскольку это значение превышает минимально необходимое для обеспечения прочности шпонки.
7.2 Расчет для зубчатого колеса второй ступени
Высота шпонки 
мм (по табл. 24.29).
мм.
Ширина ступицы зубчатого колеса второй ступени принимается равной 75мм, поскольку это значение превышает минимально необходимое для обеспечения прочности шпонки.
8. Список использованных источников
-
Дунаев П.Ф., Леликов О.П.. Конструирование узлов и деталей машин. М. Высшая школа. 2001г
-
Курс лекций пр. Кравченко П.Д.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
