Рассчитать и сконструировать привод

Проверочный расчет выполняется, т.к.

4.1.10. Силы  в  зацеплении

F_t2 = 2T₃/d_m2

F_t2 = 2*60,85*10³/122,7 = 991,85 H

Осевые  силы:

- шестерня

F_a1=F_t1(tgα_n * sinδ₁/cosβ_m + tg β_m*cos δ₁);

F_a1=1040,7(tg20° * sin19,65°/cos35° + tg 35°*cos 19,65°) = 837,76 H

- колесо

F_a2=F_t2(tgα_n * sinδ₂/cosβ_m - tg β_m*cos δ₂);

F_a2=991,85(tg20° * sin70,3°/cos35° - tg 35°*cos 70,3°) = 175,6 H 

Радиальные силы:

- шестерня

F_r1=F_t1(tgα_n * cosδ₁/cosβ_m - tg β_m*sin δ₁);

F_r1=1040,7(tg20° * cos19,65°/cos35° - tg 35°*sin 19,65°) = 184,2 H

- колесо

F_r2=F_t2(tgα_n * cosδ₂/cosβ_m + tg β_m*sin δ₂);

F_r2=991,85(tg20° * cos70,3°/cos35° - tg 35°*sin 70,3°) = 799 H

4.2. Расчет цилиндрической косозубой передачи тихоходной ступени редуктора

4.2.1. Выбор материала зубчатых колес

С целью  понижения габаритов передачи, получения  высокой изгибной и контактной выносливости зубьев выбираем для шестерни и колеса материал сталь 20X. Термообработка шестерни – закалка и цементация – твердость 55..63HRC (расчетное значение 63HRC), термообработка колеса - закалка и цементация до  твердости 53..61HRC (расчетное значение 61HRC).

4.2.2. Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений

Срок  службы передачи L_h = 18242,7 ч

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность:

, где

с=1 – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым,

, частоты вращения при Т₁ и Т_2,

m/2=3 – показатель степени (3, табл. 8.9);

N_НE1 = 60*1*375,96*18242,7 ( 1³*0,2 + 0,8³*0,3+ 0,6³*0,5) = 19,4*10⁷ циклов 

N_НE2 = 60*1*119,35*18242,7 ( 1³*0,2 + 0,8³*0,3+ 0,6³*0,5) = 6,03*10⁷ циклов 

 

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при  расчете зубьев на выносливость при  изгибе:

, где

q=9 – показатель степени при HB>350;

N_FE1 = 60*1*375,96*18242,7 ( 1⁹*0,2 + 0,8⁹*0,3+ 0,6⁹*0,5) = 10*10⁷ циклов

N_FE2 = 60*1*119,35*18242,7 ( 1⁹*0,2 + 0,8⁹*0,3+ 0,6⁹*0,5) = 3,2*10⁷ циклов

4.2.3. Определение допускаемых контактных напряжений

.

Предел  контактной выносливости:

 [2, табл. 8.9];

S_H=1,2 – коэффициент безопасности [2, табл. 8.9].

Коэффициент долговечности:

, но  .

Базовое число циклов N_HO:

 [2, рис. 8.40],

 [2, рис. 8.40],

Так как N_HO1 и N_HO2 < N_HE1 и N_HE2 соответственно, то K_HL1=1

Таким образом, допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

σ_HP1 = 0,9*1449*1/1,2 = 1086,75 МПа

σ_HP2 = 0,9*1403*1,15/1,2 = 1210 МПа

Расчетные допускаемые контактное напряжение:

σ_HP = 0,45(σ_HP1 + σ_HP2)

σ_HP = 0,45(1086,75 + 1210) = 1033,6 МПа

4.2.4. Определение допускаемых изгибных напряжений

.

Предел  изгибной выносливости [6, табл. 6,16].

Принимаем:

, .

S_F=1,75 – коэффициент безопасности [2, табл. 8.9].

K_FC=1 – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.

Коэффициент долговечности: 

 

, но  .

q=9 – показатель степени при твердости шестерни и колеса больше 350НВ

- базовое число циклов для  всех сталей:

Так как N_FO1 = 0,4*10⁷ < N_FE1 = 10*10⁷, то K_FL1=1.

Так как N_FO2 = 0,4*10⁷ < N_FE2 = 3,2*10⁷, то K_FL2=1.

Таким образом, допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса:

;

.

4.2.5. Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при изгибе

Контактные (при закалке ТВЧ):

Изгибные (при твердости зубьев более 350НВ):

.

4.2.6. Расчет геометрических параметров передачи

Межосевое расстояние:

K_a = 430 [4, c.182]

K_Hβ = 1,2 [2, рис.8,15]

По ГОСТ 2185-66 принимаем a_w = 100 мм

Ширина  зубчатого венца колеса:

По таблице  нормальных линейных размеров принимаем  [1,табл.24.1]

Ширина  венца шестерни:

.

Принимаем предварительно и .

Модуль  зацепления:

m_t=2a_w*cosβ^t/z₁^t(u+1)

m_t=2*100*cos8°/22(3,15+1) = 2,17 мм

Принимаем согласно ГОСТ 9563-60 [5, табл. 4.2.2].

Суммарное число зубьев передачи: 

 

Действительный  угол наклона зуба:

Число зубьев:

, принимаем  ,

.

Фактическое передаточное число:

 - имеем 0,8% - ную погрешность передаточного числа

Делительные диаметры:

;

Диаметры  вершин:

;

Диаметры  впадин:

;

Коэффициент торцевого перекрытия:

Средняя окружная скорость колес:

V_m=π*d₁*n₄/60*1000

V_m=3,14*48,5*375,96/60*1000 = 0,96 м/с. 
 

Принимаем 9 степень точности [6, табл. 6.7].

4.2.7. Проверочный расчет  на выносливость  по контактным  напряжениям

Проверка  контактных напряжений для непрямозубых цилиндрических колес производится по формуле:

,

- коэффициент, учитывающий механические  свойства материала  для стальных  колес. 

Коэффициент, учитывающих форму сопрягаемых  поверхностей:

d_w1 = 2a_w / (u+1)

d_w1 = 2*100 / (3,15+1) = 48,2 мм 

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

, [4, c.185]

, где 

- коэффициент, учитывающий распределение  нагрузки между зубьями 

[6, рис.6.13];

- коэффициент, учитывающий распределение  нагрузки по ширине зубчатого венца [6, рис. 6.11]; 

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении [2, табл. 8.3]

.

Тогда расчетные контактные напряжения:

Проверочный расчет выполняется.

4.2.8. Проверочный расчет  на выносливость  по напряжениям  изгиба

Проверка изгибной прочности для непрямозубых цилиндрических колес производится по формуле: 
 

 

,

Определяем  менее прочное зубчатое колесо.

Число зубьев биэквивалентного колеса:

;

Тогда коэффициент, учитывающих форму  зубьев [2, рис. 8.20]:

;

Находим отношение

,

Так как  , то расчет ведем по колесу ( , .

- коэффициент, учитывающий суммарную  длину контактных линий.

- коэффициент, учитывающий наклон  зубьев.

Расчетная окружная сила:

F_t1 = 2000T₄/d₁

F_t1 = 2000*146,08/48,5 = 6024 H

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

  , где n - степень точности.

- коэффициент, учитывающий распределение  нагрузки по ширине венца [2,c.130].

- коэффициент, учитывающий динамическую  нагрузку, возникающую в зацеплении [2, табл. 8.3].

Тогда расчетные контактные напряжения:

σ_F = 3,78*0,58*0,942*6024*1,33/25*2 = 331МПа < [σ_Fp1] = 428МПа 

Проверочный расчет выполняется.

4.2.9. Проверочный расчет  на выносливость  при перегрузках

Максимальные  контактные напряжения при перегрузках:

Проверочный расчет выполняется, т.к. σ_Hmax < σ_HPmax = 2440МПа

Максимальные  напряжения изгиба при перегрузках:

Проверочный расчет выполняется, т.к. σ_Fmax < σ_FPmax = 960МПа. 

4.2.10. Cилы  в  зацеплении

Окружная сила:

F_t2 = 2T₂/d₂

F_t2 = 2*10³ * 442,73/142,9 = 6196,4 H 

Радиальные силы:

F_r1 = F_t1* tgα/cosβ

F_r1 = 5107,7 * tg20°/cos8,1° = 1877,8 H

F_r2 = F_t2 * tgα/cosβ

F_r1 = 6196,4 * tg20°/cos8,1° = 2272 H 

Осевые силы:

F_a1 = F_t1* tgβ

F_a1 = 5107,7 * tg8,1° = 726,9 H

F_a2 = F_t2* tgβ

F_a2 = 6196,4* tg8,1° = 879,8 H 

Нормальные силы:

F_n1 = F_t1 / cosα * cosβ

F_n1 = 5107,7 / cos20° * cos8,1° = 5509,9 H

F_n2 = F_t2 / cosα * cosβ

F_n2 = 6196,4 / cos20° * cos8,1° = 6684,3 H

  4.3. Расчет цилиндрической косозубой передачи быстроходной ступени редуктора

4.3.1. Выбор материала зубчатых колес

С целью  понижения габаритов передачи, получения  высокой изгибной и контактной выносливости зубьев выбираем для шестерни и колеса материал сталь 40ХН. Механические характеристики сердцевины – σ_В=1600МПа, σ_Т=1400МПа [2, табл.8.8]. Термообработка шестерни – закалка с нагревом ТВЧ