4 Перевірочний розрахунок  передачі на контактну  міцність  при  дії максимального  навантаження

    Фактичне  напружєння при розрахунку на контактну витривалість: 
 
s_H < [s_H] 
Відхилення дійсних контактних напружень від допускаємих складає 2%, що допустимо. 
Розрахункове напруження від максимального навантаження: 
= 1260 МПа

    5 Перевірочний розрахунок зубів на витривалість по напруженням вигину

    Обчислюємо  згинаючі напруження для зуба шестерні 
 
Попередньо визначаємо величини, необхідні для розрахунку. Знаходимо еквівалентне число зубів для шестерні і колеса 
 
Тут  tg d₁=z₁/z₂=18/56=0,321;  
d₁=17,8189°=17°49’ 
d₂=90°-d₁=90°-17°49’=72°11’. 
Z_e1=18/0,9465 =19,01; Z_e2=56/0,3059=183,02. 
Визначаємо коефіцієнти, що враховують форму зуба (рис. 3.21, с. 82): Y_F1=4,56, Y_F2=4,2. Коефіцієнт, що враховує вплив нахилу зуба на його напружений стан, для прямазубих колес Y_b=1,0 (c. 77). Розрахункове питоме навантаження 
, 
де d_wm1=161,82 мм, 
T_F1=356951 Н·мм, 
b_w=58 мм, 
K_Fa=1,0 — коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами (с. 82); 
коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця (рис. 3.20 б, с.81) при відношенні 
; 
K_Fv=1,4 коефіцієнт, що враховує динамічне навантаження (табл. 3.16, с. 72). 
Отже, 
. 
Середній нормальний модуль  m_n=8,99 мм. 
Напруження вигину для зуба шестерні 
. 
Напруження для зуба колеса 
 

    6 Перевірочний розрахунок  зубів при вигині  максимальним навантаженням

    Розрахункове  напруження від максимального навантаження 
, 
s_FM1=76·2,2=167,2 МПа<[s_FM]=630,9 МПа; 
s_FM2=70·2,2=154 МПа<[s_FM]=548,6 МПа. 

    7 Остаточно приймаємо  параметри передачі: 
z₁=18; z₂=56; 
m_te=10 мм; 
d_w1=180 мм; d_w2=550,8 мм; 
b_w=58 мм; 
d₁=17,82°=17°49’, d₂=72,18°=72°11’.

    Повний  геометричний розрахунок передачі виконуємо по формулам, приведеним в табл. 3.9 (1, с. 62). 
z_c=58,82 – число зубів плоского колеса;

R_e=294,1мм – зовнішня конусна відстань; 
R_m=265,1 мм – середня конусна відстань; 
d_e1=d_w1=180 мм – зовнішній початковий (ділильний) діаметр; 
d_e2=d_w2=550,8 мм; 
d_m1=161,82 мм – середній ділильний діаметр шестерні; 
d_m2=503,44 мм – середній ділильний діаметр колеса;

h_зe=20 мм – глибина заходу; 
c=2 мм – радіальний зазор;

h_e=22 мм – висота зуба у торця; 
h_ae=10 мм – зовнішня висота головки зуба; 
h_fe=12 мм – зовнішня висота ножки зуба; 
d_ae1=199,04 мм – зовнішній діаметр вершин зубів; 
d_ae2=556,92 мм; 
m_n=8,99 мм – модуль середній;

q_f=2,34º – кут ножки зуба; 
d_a1=20,16º, d_a2=74,52º – кути конуса вершин зубів; 
d_f1=15,48º, d_f2=69,84º – кути конуса впадин зубів.

 

3.3 Розрахунок зубчастої циліндричної передачі

 
 

    Вихідні дані: 
Номінальна потужність, яку передає шестерня N₁=13,07 кВт; 
передаточне число u =3,7; 
термін служби передачі t = 8 років. 
Фактичний (сумарний) термін служби передачі 
t_S = 24К_сут365К_годL_год = 24×0,3×365×0,7×8=14717 год. 
Короткочасно діюче максимальне навантаження при пуску в 2,2 раза більше номінального; передача нереверсна; 
Габарити редуктора необмежені. 

    1 Вибір матеріалу та допустимих напружень для шестерні та колеса

    Матеріал, термообробку і допустимі напруження зубчастих колес вибираємо такі ж, як у конічної передачі. 

    2 Розрахунок передачі  на контактну витривалість

    Розраховуємо  початковий діаметр шестерні 

    Попередньо  знаходимо величини, які необхідні  для розрахунку. Номінальний крутний момент на шестерні

 Н·мм.

    Орієнтована окружна швидкість

    При даній швидкості необхідна ступінь  точності зубчатих коліс (I, табл. 3.33, с. 90) – 9-а. Коефіцієнт, що враховує  розподілення навантаження між зубцями (I,  с. 72), К_нa = 1,0. Коефіцієнт ширини зубчатого вінця при несиметричному розміщенні опор (I, табл. 3.15, с. 72) ψ_{d max} = 1,25; 
ψ_d = (0,7…0,9)ψ_{d max}= 0,8 · 1,25 =1,0; 
Приймаємо b = 0°; число зубців шестерні z₁ =18; 
число зубів колеса z₂=z₁·u=18×3,7=66,6≈67. 
Коефіцієнт, враховуючий розподіл навантаження по ширині вінця (I, рис. 3.14 б, с. 73), К_нb = 1,16.

Коефіцієнт, враховуючий  динамічне навантаження: K_Нv=1,05 (I, табл. 3.16, с. 72).

Коефіцієнт, враховуючий  форму сполучених поверхонь 
Z_H = 1,76 cosb = 1,76 cos 0° = 1,76. 
Коефіцієнт, що враховує механічні властивості сполучених коліс, Z_М = 275 Мпа^1/2.

Коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній, 
 
де коефіцієнт торцевого перекриття 
 
Відповідно 
 
Початковий діаметр шестерні 
 
Модуль зчеплення 
 
Отриманий модуль округляємо до стандартного значення (I, додаток, табл. 9, с. 254) m = 9 мм. По стандартному модулю перераховуємо початковий діаметр 

    3 Перевірочний розрахунок  передачі на контактну  витривалість

    Визначаємо  розрахункову окружну швидкість  при початкову діаметрі шестерні d_w1 =162 мм: 
 
При даній швидкості потрібна степінь точності передачі (I, табл. 3.33) – 9-а, що відповідає прийнятій раніше степені точності. 
Ширина зубчатого вінця 
 
приймаємо b_w = 162 мм.

    4 Перевірочний розрахунок  зубців на контактну  міцність при дії  максимального навантаження

    Розрахункове напруженная від максимального навантаження 
 
де діюче напруження при розрахунку на контактну витривалість 
 
Розрахункове контактне напруження від максимального навантаження

      

    5 Перевірочний розрахунок  зубців на витривалість  по напруженням  вигину

    Розрахункове  напруження вигину

    

    Попередньо  знаходимо величини, необхідні для  розрахунку. Еквівалентне число зубців шестерні та колеса 

    Коефіцієнти, що враховують форму зуба шестерні та колеса  
(I, рис. 3.18, с. 77), Y_F1 = 4,2; Y_F2 = 3,7. Коефіцієнт, що враховує вплив нахилу зуба на його напружений стан, 
 
Розрахункове питоме навантаження 
 
де коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубцями 
; 
де n — ступінь точності.

    Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця  
(I, рис. 3.14, с. 73), K_Fb = 1,23; коефіцієнт враховуючий динамічне навантаження (I, табл. 3.16, с. 72), K_Fv = 1,13. Відповідно 
 
Напруження вигину в зубцях шестерні 
 
в зубцях колеса 
 

    6 Перевірочний розрахунок  при вигину максимального  навантаження

    Розрахункове  напруження від максимального навантаження 
 
Напруження вигину при розрахунку на витривалість: 
для зубців шестерні s_F1 = 51,4 МПа; 
для зубців колеса s_F2 = 45,3 МПа. 
Розрахункове напруження вигину від максимального навантаження: 
для зубців шестерні 
s_FM1 = 51,4 ×2,2 = 113,1 МПа < [s_FM1] = 630,9 МПа; 
для зубців колеса 
s_FM2 = 45,3 ×2,2 = 99,7 МПа < [s_FM2] =548,6 МПа. 
Приймаємо остаточно параметри передачі:

    z₁ = 18; z₂ =67; m =9 мм; b =0°;

    b_w = 162 мм;  d_w1 = 162 мм.

    

    Визначаємо міжосьову відстань

    

    Перевіряємо міжосьову відстань

      

    Визначення  основних розмірів передачі 
Кут нахилу зуба b = 0° 
Міжосьова відстань а_w = 382,5 мм. 
Ширина зубчатого вінця b_w = 162 мм. 
Ділильний і початковий діаметр: 
шестерні d₁ = d_w1 =162 мм; 
колеса d₂ = d_w2 = 603 мм. 
Діаметр вершин зубців:

    шестерні  d_а1 = d₁ + 2(h_a^* + x_I)∙m =162 + 2(1 + 0)∙9 = 180 мм;

    колеса d_а2 = d₂ + 2(h_a^* + x₂)∙m = 603 + 2(1 + 0)∙9 = 621 мм. 
Діаметр впадин:

    шестерні

    d_f1 = d₁ – 2(h_a^* + c* – x_I)m =162 – 2(1 + 0,25 – 0)∙9 = 139,5 мм;

    колеса

    d_f2 = d₂ – 2(h_a^* + c* – x₂)m = 603 – 2(1 + 0,25 – 0)∙9 = 580,5 мм.

     
Окружна швидкість V=1,03 м/с. 
Сили в зачепленні: 
Колова сила F_t=(2T₁)/d_w1=(2·1040154)/162 = 12841 Н. 
Радіальна сила F_r=F_t·tg a_n= 12841 · 0,364 = 4674 H.

 

4 ЕСКІЗНА РОЗРОБКА РЕДУКТОРА

 

    Основні розміри корпуса, кришок, болтів, гвинтів  вибираємо з таблиць 4.2 та 4.3 (I, с. 140). 
Товщина стінки корпуса

    d = 0,025 × а_wт + 3 = 0,025 × 382,5 + 3 = 12,6 мм. Приймаємо d =13 мм. 
Товщина стінки кришки редуктора

    d₁ = 0,02 × а_wт + 3 = 0,02 × 382,5 + 3 = 10,65 мм. Приймаємо d₁ =11 мм. 
Товщина верхнього фланця корпуса

    S = 1,5 d = 1,5 × 13 = 19,5 мм = 20 мм. 
Товщина нижнього фланця корпуса