Машинный агрегат (стр. 2 из 6)

Так как N₁>N_FO и N₂>N_FO, то коэффициент долговечности K_FL = 1.

По таблице 3.1 допускаемые напряжения изгиба, соответствующие числу циклов перемены напряжения:

Шестерня:

Н/мм².

Колесо:

Н/мм².

Допускаемые напряжения изгиба определяем по формуле:

Шестерня:

Н/мм².

Колесо:

Н/мм².

дальнейший расчет будем вести по менее прочным зубьям, то есть по колесу.

[σ]_F = 469 Н/мм².

Выбор материалов колес для червячной передачи.

Червяки изготавливают из тех же сталей что и шестерни зубчатых передач. Материал червяка назначают по таблице 3.1, 3.2 [1], а термообработку принимают в зависимости от мощности на валу. При Р = 11 кВт > 1 кВт, с целью повышения КПД принимаем;

Червяк - Сталь 12ХН3А 50…55 HBС, термообработка цементация, D_пред = 125 мм. Средняя твердость

, НВ = 505.

Выбор марки материала червячного колеса зависит от скорости скольжения. Скорость скольжения определяется по формуле:

,

м/с.

В соответствии со скоростью скольжения из группы 1 принимаем материал колеса;

Колесо – БрО10Н1Ф1 (центробежное литье), σ_в = 285 Н/мм², σ_т = 165 Н/мм².

Определяем допускаемые контактные напряжения изгиба.

Допускаемые напряжения определяют по табл. 3.6. так как группа материалов 1, а твердость червяка > 45 HRC, то определяем по формуле;

,

где С_υ = 0,94, коэффициент, учитывающий износ колес,

К_HL – коэффициент долговечности,

,

где N – число циклов нагружения зубьев червячного колеса;

циклов.

.

Н/мм².

K_FL - коэффициент долговечности,

,

где N – число циклов нагружения,

циклов,

Так как

то .

.

При нереверсивной передаче

Н/мм².

4. Расчет зубчатых передач

4.1 Расчёт закрытой цилиндрической прямозубой зубчатой передачи

Определим межосевое расстояние:

,

где К_а = 49,5 вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;

Y_а = b₂ / а – коэффициент ширины венца колеса, равны 0,28…0,36;

Т_н = 1870 Н´м – вращающий момент на выходном валу редуктора;

u = 4 - передаточное отношение пары.

К_Нb = 1- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

мм.

Принимаем ближайшее по ГОСТ 2185-66 а_w = 180 мм.

Определим модуль зацепления m, мм:

,

где К_m=6,8 – вспомогательный коэффициент;

d₂ – делительный диаметр колеса,

мм;

b₂ – ширина венца колеса,

мм;

Примем b₂=44 мм.

[σ]_F =469 Н/мм² – допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом;

.

Принимаем по ГОСТ2185-66 m = 4 мм.

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

;

Примем Z_S =90 зубьев.

Определим число зубьев шестерни:

;

Примем Z₁ =18 зуба.

Тогда

Z₂ = Z_S - Z₁ = 90 - 18 =72.

Фактическое значение передаточного числа

Uф = Z₂/Z₁ = 72/18 =4

DU=

= = 0 %,

что меньше допускаемых 4%.

Определим фактическое межосевое расстояние:

мм.

Определяем основные геометрические параметры шестерни и колеса. Полученные значения сведём в таблицу 4.1.

Таблица 4.1

Параметр		Формула	Шестерня	Колесо
			мм
Диаметр	делительный	d = mZ	72	288
	Вершин зубьев	dа = d+2m	80	296
	Впадин зубьев	df = d-2,4m	62,4	278,4
Ширина венца		b2 = Yа´а b1 = b2 + 4	48	44

Проверочный расчет

Проверим межосевое расстояние:

мм.

Проверка зубьев по контактным напряжениям:

s_Н =

< [s]_Н,

где К_Н = К_Нb´ К_Нa´ К_Нn- коэффициент нагрузки.

По таблице 4.2 при

м/с и 9 степени точности К_Нa =1– коэффициент учитывающий распределенные нагрузки.

По таблице 4.3. для косозубых колёс при и 9 степени точности имеем К_Нv= 1,051;

К – вспомогательный коэффициент, К=436;

F_t – окружная сила в зацеплении,

Н;

Средние крутящий момент на колесе,

.

s_Н =

Н/мм².

s_Н= 1011 МПа < [s]_Н =1127 Н/мм²

в передаче имеется недогрузка которая не должна превышать 10 %;

,

условие выполняется.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

.

где F_t – окружная сила в зацепление, Н;

К_Fα =1 – коэффициент, учитывающий распределенные нагрузки;

К_Fβ =1 – коэффициент неравномерности нагрузки;

К_Fυ =1,13 – коэффициент динамической нагрузки;

Y_β =

- коэффициент, учитывающий наклон зубьев;

Y_F1 и Y_F2 – коэффициент формы зуба шестерни и колеса:

Y_F1= 4,2 при

,

Y_F2=3,61 при

.

Н/мм²,

Н/мм².

условие выполняется.

5. Нагрузки валов редуктора

5.1 Определим силы в зацеплении закрытых передач

Червячная передача

Окружная

Н.

Н,

Радиальная

Н.

Осевая

Н.

Н.

В проектируемом приводе цилиндрические пары с углом наклона зуба β=0⁰, угол зацепления принят α=20⁰.

Цилиндрическая передача.

Окружная

Н,

Н.

Радиальная

Н.

5.2 определение консольных сил

В проектируемом приводе учитывается нагрузка вызываемая муфтами соединяющая редуктор с кормоприготовительным комбайном и двигатель с редуктором.