![](/user_photo/2706_HbeT2.jpg)
- •Список используемых источников
- •1.3 Определение момента сил сопротивления
- •1.4 Определение работы сил сопротивления
- •1.5 Определение момента движущих сил
- •2.2 Определение предварительных межосевых расстояний редуктора
- •3.2.2 Определение допускаемых напряжений изгиба
- •3.3.2 Проверка контактных напряжений тихоходной ступени
- •3.3.3 Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость
- •3.3.4 Определение размеров зубчатых колес быстроходной ступени
- •3.3.5 Проверка контактных напряжений быстроходной ступени
- •3.3.6 Проверка зубьев быстроходной ступени на выносливость
- •4.4 Эскизная компоновка редуктора
3.3.2 Проверка контактных напряжений тихоходной ступени
Уточняем коэффициент расчетной нагрузки [1]:
.
(23)
Коэффициент определяют по формуле [2]:
(24)
где
- степень точности изготовления зубчатых
колес;
- коэффициент,
учитывающий приработку зубьев.
.
Коэффициент
определяем по графикам [2, рисунок 8.15]
в зависимости от коэффициента
:
.
По таблице 8.3 [2]
уточняем коэффициенты динамической
нагрузки:
.
Коэффициент расчетной нагрузки по контактным напряжениям:
.
Определяем контактные напряжения по формуле [2]:
, (25)
,
(26)
(27)
где
- коэффициент торцевого перекрытия.
.
.
3.3.3 Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость
по напряжениям изгиба
По таблице 8.3 [2]
уточняем коэффициент динамической
нагрузки:
.
Коэффициент
определяем по графикам [2, рисунок 8.15]
в зависимости от коэффициента
:
.
Коэффициент
.
Коэффициент расчетной нагрузки при изгибе:
.
Определяем окружную силу:
.
Определяем эквивалентное число зубьев шестерни и колеса по формуле [2]:
.
(28)
По графику [2, рисунок 8.20] определяем коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса при эквивалентном числе зубьев:
.
Определяем коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба [2]:
(29)
.
.
Определяем сравнительные характеристики прочности зубьев шестерни и колеса на изгиб:
.
Второе отношение меньше, поэтому проверку на сопротивление усталости по напряжениям изгиба выполняем для колеса.
Определяем напряжения изгиба по формуле [1]:
.
(30)
.
3.3.4 Определение размеров зубчатых колес быстроходной ступени
Определяем межосевое расстояние по формуле [2]:
,
(31)
где - коэффициент распределения нагрузки между зубьями;
- коэффициент концентрации нагрузки;
- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.
Произведение коэффициентов на стадии проектного расчета можно принять равным 1,3 [1].
По рекомендации [2, таблица 8.4] принимаем .
.
Расчетное значение
округляем до стандартного значения:
.
Определяем расчетное значение нормального модуля зацепления:
- для материалов колес . (32)
.
Значение модуля
округляем до ближайшего стандартного
значения:
.
Определяем остальные параметры передачи, предварительно приняв наклон зубьев .
Число зубьев шестерни:
,
(33)
округляем до целого
значения
.
Для передач без
смещения должно быть выполнено условие:
.
Число зубьев колеса:
,
округляем до целого значения
.
Уточняем значение угла :
.
(34)
Диаметры делительных окружностей:
шестерни:
(35)
колеса:
.
(36)
Проверка: межосевое расстояние
.
Диаметры вершин зубьев:
шестерни:
(37)
колеса:
.
(38)
Ширина колеса:
.
(39)
Ширина шестерни:
.
(40)
Коэффициент ширины шестерни по диаметру:
.
(41)
Определяем окружную скорость колес:
.
При данной скорости назначаем 8 степень точности изготовления зубьев тихоходной передачи.