2. Расчет быстроходной ступени

2.2.1 Назначаем материал и термическую обработку

Шестерня: сталь 40Х, термообработка - улучшение и закалка ТВЧ, твердость HRC 45-50

Колесо: сталь 40Х, термообработка - улучшение, твердость HB 269-302.

1. Определение срока службы передачи

t_∑ = 10161,6 часов определен ранее.

2.2.3 Определение допускаемых напряжений на контактную прочность

[σ]_н=[σ]_но*Z_N

[σ]_нlim=17HRC+200=17*47.5+200 [σ]_нlim =2*НВ+70=

=1007.5МПа 2*285,5+70= 641 МПа.

Z_R =1

Z_V=1

S_H=1.3

Z_R =0,95

Z_V=1

S_H=1.2

МПа МПа

N_HO=HB³=(10*HRC)³

N_HO=(10*HRC)³=(10*47.5)³ = N_HO=HB³=285.5³=2.3*10⁷

=10,7*10³

N_HE=60*n* t_У*(a₁*b₁³+a₂*b₂³+а₃*b₃³)

N_HE=2*60*925*10161.6* N_HE=60*185*10161.6*

(1,4³*0,003+0.3*1³+0.7*0.5³)=43,7*10⁷ (1,4³*0,003+0.3*1³+0.7*0.5³)=4,37*10⁷

N_HE>N_HO => Z_N=1 N_HE>N_HO => Z_N=1

[σ]_H1=775*1=775МПа [σ]_H2=507.5*1=507.5 МПа

[σ]_HР = 0,45*( [σ]_H1 + [σ]_H2) ≤ 1,25* [σ]_H2

[σ]_HР=0,45*(775+507,5)=577,13МПа<1,25*507,5=634,38 МПа

[σ]_HР=577,11 МПа

2.2.4 Определяем допускаемые напряжения на изгиб

[σ]_F = [σ]_FO *Y_A *Y_N

,

[σ]_Flim=500-600 МПа [у]_Flim=1,75*НВ=1,75*285,5=499,63МПа

Y_R=1 Y_R=1

Y_X=1 Y_X=1

Y_д=1 Y_д=1

МПа МПа

N_FE = 60* n *tУ * У( )^m = 60 * n * t_У * (a₁*b₁³+a₂*b₂³+а₃*b₃³)

N_FE=2*60*925*10161,6* N_FE=60*185*10161,6*

*(1,4³*0,003+0,3*1⁹+0,7*0,5⁹)= *(1,4³*0,003+0,3*1⁶+0,7*0,5⁶)=2,93*10⁷

=399,9*10⁶ =35,1*10⁶

т.к. N_FE > N_FO, то Y_N=1 т.к. N_FE > N_FO, то Y_N=1

[σ]_F1=323,53*1*1=323,53 МПа [σ]_F2=293,9*1*1=293,9 МПа

2.2.5 Определение межосевого расстояния

Т.к. редуктор соосный, то а_wT = a_wБ =100 мм, отсюда определяем коэффициент ширины

Назначаем стандартный Ψ_а=0,2.

2.2.6 Определение модуля передачи

m_n=(0.016-0.0315)*a_w=1.6-3.15 мм

Назначаем m_n=2,5 мм.

2.2.7 Определение суммарного числа зубьев

,

где β – угол наклона зубьев, β = 8-25˚, β = 10˚.

Принимаем Z_∑=78 и уточняем β

2.1.8 Определение числа зубьев шестерни

2.1.9 Определение числа зубьев колеса

Z₂ = Z_∑ - Z₁=78-13=65

2.2.10 Определение геометрических размеров колес

Таблица 2.1 – Геометрические размеры колес

Параметр	Геометрические зависимости	Числовые значения
Делительные диаметры d1, d2	d1 = mп* Z1/ cosβ d2 = mп* Z2/ cosβ	d1=2,5*13/0,9749=33,34 мм d2=2,5*65/0,9743=166,66 мм
Начальные диаметры dw1, dw2	dw1 = d1 dw2 = d2	dw1=2*100/6=33,34 мм dw2=33,34*5=166,66 мм
Диаметры вершин зубьев dа1, dа2	dа1=d1+2(1+х1-Δу)mп dа2=d2+2(1+х2-Δу)mп	dа1=34,24мм dа2=165,76 мм
Диаметры впадин зубьев df1, df2	df1=d1-(2,5-2*х1)mn df2=d2-(2,5-2*х2)mn	df1=27,99 мм df2=159,51 мм
Ширина колеса в2	в2 = Ψа * аw	в2=0,2*100=20 мм
Ширина шестерни в1	в1 = в2 +5 мм	в1=20+5=25 мм

2.2.11 Определение усилий в зацеплении

Окружное усилие

кН

Радиальное усилие

кН

Осевое усилие

кН

2.2.12 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

и

Y_F1 = 4.05 Y_F2 = 3.75

79,88 > 78.37

Проверку на изгиб ведем по колесу

K_Нα= 1.07; K_Fα=1.22; K_FV=1.045; К_Нβ = 1,1; К_Fβ = 1,22; К_НV = 1,015.

МПа

σ_F=34.06 МПа < [σ]_F=293 .9 МПа

Условие прочности на изгиб выполняется.

2.2.13 Проверка зубьев колес на контактную прочность

К=376

МПа

σ_H=395,64 МПа > [σ]_НР=577,13 МПа

Условие контактной прочности выполняется.

Условие соосности редуктора выполняется.

Условие компановки редуктора выполняется.