где – коэффициент, выбираемый [8, табл. 2.7] для цилиндрических зубчатых передач в зависимости от отношения . Так как ширина зубчатого венца и диаметр шестерни еще не определены, значение этого коэффициента вычисляем ориентировочно:

   При найденном значении ψ_bd и твердости < 350 HB .

   Тогда по формуле (5.19)

мм.

   Угол  делительного конуса шестерни

   Внешнее конусное расстояние

   Ширина  зубчатого венца

   Внешний торцовый модуль передачи

где K_Fυ – коэффициент внутренней динамической нагрузки. Для прямозубых конических колес 8-й степени точности при твердости < 350 HB и окружной скорости υ ≈ 5 м/с K_Fυ = 1,48 [8, табл. 2.9];

K_Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерное распределение напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца. Для конических передач с прямыми зубьями

   Для прямозубых колес  .

   Вместо  [σ_F] в формулу подставляют меньшее из значений [σ_F]₁ и [σ_F]₂, т.е.

МПа.

мм.

   Выбираем  стандартный модуль m_e = 5 мм [8, с. 22].

   Определим число зубьев шестерни и колеса и фактическое передаточное число

   Число зубьев:

   шестерни

   колеса

   Фактическое передаточное число

   Определим кончательные значения размеров колес

   Угол  делительного конуса:

   шестерни

   колеса

   Делительный диаметр:

   шестерни

   колеса

мм.

   Внешнее конусное расстояние

мм.

   Ширина  зубчатого венца

мм.

   Внешний диаметр:

   колеса

   шестерни

где x_e1, x_e2 – коэффициенты смещения инструмента, соответственно шестерни и колеса. Для конической прямозубой шестерни при u_ф ≈ 3,15 и z₁ ≈ 40 x_e1 = 0,24;  x_e2 = - x_e1 = - 0,24 [8, табл. 2.12].

   Тогда

мм;

мм. 

   Проверим зубья колес по контактным напряжениям

   Расчетное контактное напряжение

МПа < МПа.

   Условие прочности зубьев колес по контактным напряжениям выполняется. 

   Проверим зубья колес по напряжениям изгиба

   Напряжение  изгиба в зубьях колеса

   Напряжения  изгиба в зубьях шестерни

   Значения  коэффициентов Y_FS1 и Y_FS2 принимаем следующие [8, табл. 2.10]:

   при z₁ ≈ 40 и x_e1 ≈ 0,2 Y_FS1 = 3,60;

   при z₂ ≈ 100 и x_e2 ≈ - 0,2 Y_FS2 = 3,62.

МПа < МПа;

МПа < МПа.

   Условия прочности зубьев по напряжениям  изгиба выполняются для обоих  колес. 

   Проверим прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

   Целью расчета является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя или самих зубьев при действии пикового момента T_пик. Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки:

где T – номинальный момент, по которому проводят расчеты на сопротивление усталости; T = T₁ = 530,4 Н×м.

   В рассматриваемом приводе T_пик не превышает 2T, т.е. максимальное значение коэффициента перегрузки K_пер = 2.

   Контактное  напряжение при кратковременном  действии пикового момента:

где [σ_H]_max – минимальное из [σ_H]_{max 1} и [σ_H]_{max 2}, т.е. [σ_H]_max = 1540 МПа.

МПа < МПа.

   Напряжения  изгиба при действии пикового момента:

МПа < МПа;

МПа < МПа.

   Условия прочности зубьев колес при действии пиковой нагрузки по контактным напряжениям и напряжениям изгиба выполняются.

 

6 МЕТРОЛОГИЯ И СТАНДАРТИЗАЦИЯ

   Технический уровень и качество машин находятся  в прямой зависимости от уровня проектирования, точности изготовления и контроля показателей качества. Высокий уровень проектирования, изготовления и контроля невозможен без использования стандартов – комплекса норм, правил и требований передового опыта, которые разрабатываются на основе достижений науки и техники и предусматривают решения, оптимальные для общества. Всем этим занимается метрология.

   Одной из основных задач метрологии является обеспечение единства измерений – такого состояния измерений, которое характеризуется тем, что их результаты выражаются в узаконенных единицах, размеры которых в установленных пределах равны размерам единиц, воспроизводимых первичными эталонами, а погрешности результатов измерений известны и с заданной вероятностью не выходят за установленные пределы.

   Поэтому, на всех этапах проектирования и эксплуатации машины важно выполнять требования действующих стандартов, норм и требований метрологии для достижения высокого качества и точности при проектировании и изготовлении машины и длительного срока ее эксплуатации с сокращением количества ремонтов.

   Стандартизация  – это достижение необходимой  степени упорядочения для решения  однотипных задач. Она достигается  различными методами, к которым относится  унификация, типизация, агрегатирование. Все эти методы в значительной степени позволяют упростить и ускорить процесс проектирования и изготовления машины и в тоже время сократить затраты времени и средств на ее ремонт.

   Унификация  – это метод стандартизации, направленный на рациональное уменьшение многообразия однотипных конструкций, технологических  процессов изготовления деталей, размеров деталей одинакового назначения. Так в данном курсовом проекте при разработке машины использовались действующие стандарты, что позволило не проектировать новые детали и узлы, а просто подобрать их из существующих стандартизированных по определенным параметрам.

   Типизация – это метод стандартизации, который заключается в разработке и использовании типовых конструкций, типовых деталей, типовых методов проектирования. Весь курсовой проект построен на этом методе: все расчеты основывались на известных методах проектирования, а в качестве прототипа проектируемой машины была взята реально существующая конструкция, и это позволило с легкостью разработать по техническому заданию новую машину.

   Агрегатирование – это метод стандартизации, направленный на создание машин из стандартных  и унифицированных агрегатов, обладающих взаимозаменяемостью. При разработке курсового проекта, различные агрегаты машины подбирались из действующих стандартов (базовый трактор, гидроцилиндр, гидронасос и др.), что в значительной мере упростит и сократит время на ее ремонт. Так при поломке, например, гидроцилиндра достаточно лишь просто заменить его таким же, а не пытаться восстановить его или изготавливать новый, что отнимет много времени и средств.

   При разработке данного курсового проекта  были использованы стандарты:

• основные параметры проектируемой машины определялись в соответствии с ГОСТ 19618-74 Экскаваторы многоковшовые траншейные. Технические требования, типы и основные параметры, за исключением некоторых параметров, присущих только баровым машинам;
• гидроцилиндр управления рабочим органом выбирался из ОСТ 22-1417-79 Гидроцилиндры общего назначения, а гидронасос по ТУ 22-3444-75, изготавливаемый по ряду стандартов: ГОСТ 13823-78 Гидроприводы объемные. Насосы объемные и гидромоторы. Общие технические требования; ГОСТ 17411-91 Гидроприводы объемные. Общие технические требования; ГОСТ 12446-80 Гидромашины. Номинальные частоты вращения; ГОСТ 13825-80 Гидромашины. Номинальные рабочие расходы;
• при расчете зубчатых колес использовались: ГОСТ 13754-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые конические с прямыми зубьями; ГОСТ 9563-60 Основные нормы взаимозаменяемости. Колеса зубчатые. Модули; ГОСТ 1643-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски и т.д.;
• пояснительная записка выполнялась в соответствии с правилами ЕСКД по стандартам: ГОСТ 2.004-88 ЕСКД. Общие требования к выполнению конструкторских и технологических документов на печатающих и графических устройствах вывода ЭВМ; ГОСТ 2.703-68 ЕСКД. Правила выполнения кинематических схем; ГОСТ 2.704-76 ЕСКД. Правила выполнения гидравлических и пневматических схем и др.