2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи тихоходной ступени

3.1. Выбор материалов и допускаемые напряжения

Диаметры заготовок для шестерни и колеса косозубой передачи

143,15 мм

d_з4 = d_з3 · U₂ = 143,15 · 4,5 = 644,2 мм

Размеры характерных сечений заготовок:

S_c3 = 0,5 · d_з3 = 0,5 · 143,15 = 71,58 мм

Для колес тихоходной передачи выбираем такие же материалы, как и для колес быстроходной передачи (см. п. 2.1).

В этом случае при расчете допускаемых контактных напряжений по формуле (1):

Для шестерни:

1059 МПа

S_H3 = S_H1 = 1,2;

N_НО3 = N_НО1 = 8,69 · 10⁷

Для колеса:

641 МПа

S_H4 = S_H2 = 1,1

N_НО4 = N_НО2 = 2,35 · 10⁷

Определяем эквивалентное число циклов напряжений

N_НЕj = N_j · K_НЕ ,

где K_НЕ = 0,18 (см. п. 2.1).

N_j = 60 · t_ · n _j ;

N_3 = 60 · t_ · n ₁₁ = 60 · 10 000 · 207 = 124,2 · 10⁶

N_4 = 60 · t_ · n ₁₁₁ = 60 · 10 000 · 46 = 27,6 · 10⁶

N_НЕ3 = N_3 · K_НЕ = 124,2 · 10⁶ · 0,18 = 25,356 · 10⁶

N_НЕ4 = N_4 · K_НЕ = 29,3 · 10⁶ · 0,18 = 5,274 · 10⁶

Находим коэффициент долговечности:

Определяем допускаемые контактные напряжения:

1059 / 1,2 · 1,2 = 1085 МПа

641 / 1,1 · 1,28 = 745,89 МПа

При расчете косозубых и шевронных передач _HP выбирается как наименьшее из двух, получаемых по формулам.

_HP = 0,45 · (_HP3 + _HP4 ) = 823,9 МПа

_HP = 1,23 · _{HPj min} = 1,23 · _HP4 = 917,44 МПа

Выбираем наименьшее из полученных значений _HP = 823,9 МПа

При расчете допускаемых напряжений изгиба по формуле (2):

для шестерни:

600 МПа

S_F3 = S_F1 = 1,9

K_FC3 = K_FC1 = 0,75

K_FE3 = K_FE1 = 0,04

для колеса:

485 МПа

S_F4 = S_F2 = 1,65

K_FC4 = K_FC2 = 0,65

K_FE4 = K_FE2 = 0,06

Для определения коэффициента долговечности находим эквивалентное число циклов напряжений N _FЕj :

N_FЕ3 = N_3 · K_FЕ3 = 139,2 · 10⁶ · 0,04 = 5,56 · 10⁶

N_FЕ4 = N_4 · K_FЕ4 = 29,3 · 10⁶ · 0,06 = 1,758 · 10⁶

При N _FЕj  N _FО = 4 · 10⁶ принимаем К_FL3 = 1, а

Определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле (2)

600 / 1,9 · 1 · 0,75 = 237 МПа

485 / 1,65 · 1,095 · 0,65 = 209 МПа

3.2. Определение геометрических размеров передачи

Ориентировочно рассчитываем величину межосевого расстояния 6, с.3­

240,76 мм

где с=430 для косозубых и шевронных передач;

_BA – коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию, который выбирают из единого ряда, рекомендованного ГОСТ 2185-66 [7табл. 12] с учетом расположения опор относительно зубчатого венца [7 табл. 13], _BA =0,315

K_H - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; для определения K_H можно воспользоваться зависимостью 6, с.3.

K_H = 1 + K_HС · (_bd )^4/3 = 1 + 0,072 · 0,9056^4/3 = 1,063

Где K_HС =0,47 · _t / K_СX , здесь K_СX - коэффициент, зависящий от номера схемы (табл. 13);

K_СX=6,5; К_НС = 0,47 · 1 / 6,5 = 0,072

_t = 1 при твердости активной поверхности зубьев НВ_{j min}  350;

_bd - коэффициент ширины венца по диаметру;

_bd = 0,5 · _bа · (U₂ + 1) = 0,5 · 0,315 · (4,5 + 1) = 0,866

Округляем a_w до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 2185-66 [7табл. 14],

a_w = 250 мм

Находим ориентировочную ширину колеса:

b_w‘ = _ba · a_w = 0,315 · 250 = 78,75 мм

и ширину шестерни:

b_w3‘ =1,1 · b_w4‘ = 1,1 · 78,75 = 86,63 мм

Округляем их до ближайшего значения из ряда Rа 20 [7, табл.9],

b_w4 = 80 мм

b_w3 = 85 мм