8.2 Определение усилий в зацеплении

Усилия в быстроходной ступени с прямозубым зацеплением:

- окружная сила на шестерне и колесе:

- радиальная сила на шестерне и колесе:

где – угол зацепления

– угол наклона зубьев

Усилия в тихоходной ступени с косозубым зацеплением:

- окружная сила на шестерне и колесе:

- радиальная сила на шестерне и колесе:

где – угол наклона зубьев.

- осевая сила на шестерне и колесе:

9. Кинематический расчет редуктора

9.1 Определение частот вращения

Быстроходный вал

Промежуточный вал

Тихоходный вал

_.

Окружная скорость в зацеплении быстроходной передачи:

Окружная скорость в зацеплении тихоходной передачи:

10. Проверочный расчет зубчатой передачи тихоходной и быстроходной ступеней

10.1 Назначение материала и термообработки зубчатых колес

Принимаем сталь 40ХН для быстроходной и тихоходной ступеней ([2], табл.8.7). При этом H_1б = 278НВ, H_2б =268 НВ, H_1т =290НВ, H_2т =300НВ.

Назначаем ТО – нормализация и улучшение.

10.2 Определение допускаемых контактов и изгибных напряжений

Расчет допускаемых контактных напряжений

Быстроходная ступень (НВ=278)

Допускаемые контактные напряжения для шестерни [_H]_ш или колеса [_H]_к

(7.1)

где – предел контактной выносливости;

s_H – коэффициент безопасности, равный 1,1 ([2], табл.8.8)

Z_N – коэффициент, учитывающий срок службы и режим работы, определяемый из условия для шестерни или колеса

(7.2)

(7.3)

где N_HG – базовое число циклов переменных напряжений

N_HE – эквивалентное число циклов нагружения колеса, соответствующее

N_HG1б = 30 НВ^2,4=30 278^2,4=22,02 10⁶

(7.4)

где n_II –частота вращения колеса быстроходной ступени;

t – число часов работы передачи за расчетный срок службы

с – число зацеплений, в которое входит шестерня или колесо за один оборот, в нашем случае с = 1;

_H – коэффициент режима нагружения, определяется ([2], табл.8.9) в зависимости от категории режима, в нашем случае равен 0,18;

.

Тогда по формуле (7.3) получаем

.

Принимаем Z_N=1.

Допускаемое контактное напряжение для колеса быстроходной ступени по формуле (7.1) равно

_.

Быстроходная ступень (НВ=268)

Принимаем s_H=1,1 ([2], табл.8.8)

где n_III – частота вращения шестерни быстроходной ступени

Принимаем Z_N=1,15

Допускаемое контактное напряжение для шестерни быстроходной ступени по формуле (7.1) равно

.

За расчетное допускаемое контактное напряжение для быстроходной

ступени принимаем меньшее из и ,так как зубчатые колеса прямозубые

_.

Тихоходная ступень (НВ=300)

находим по формуле (7.2)

Принимаем s_Н = 1,1 ([2], табл.8.8)

Z_N находим по формуле (7.3).

N_HE находим по формуле (8.4):

Принимаем Z_N=1

Допускаемое контактное напряжение для колеса тихоходной ступени по формуле (7.1) равно

Тихоходная ступень (НВ=295)

находим по формуле (7.1)

Принимаем s_H = 1,1 ([2], табл.8.8)

Z_N находим по формуле (7.3):

_{принимаем ZН =1}

За расчетное допускаемое контактное напряжение для быстроходной ступени принимаем полусумму и :

.

Расчет допускаемых изгибных напряжений быстроходная ступень (колесо)

(7.5)

где - предел изгибной выносливости зубьев,

s_F – коэффициент безопасности,

Y_A – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (Y_A = 1 – для односторонней нагрузки),

Y_N – коэффициент долговечности.

Принимаем

s_F =1,75 ([2], табл.8.9)

([2], табл.8.9)

(7.6)

Принимаем N_FG = 4 10⁶ для всех сталей

(7.7)

где n – частота вращения того из колес, по материалу которого определяют допускаемые напряжения,

c – число зацеплений зуба за один оборот колеса (с=1),

t – число часов работы передачи.

= 0,065 ([2], табл.8.9)

Принимаем Y_N1б = 1, так как

Допускаемое изгибное напряжение для колеса быстроходной ступени:

Быстроходная ступень

s_F = 1,75 (табл.8.8)

Принимаем Y_N2б=1,04

Допускаемое изгибное напряжение для шестерни быстроходной ступени:

Тихоходная ступень

s_F = 1,75 (табл.8.8)

Принимаем Y_N1т=1, так как

Допускаемое изгибное напряжение для колеса тихоходной ступени:

Тихоходная ступень

s_F = 1,75 (табл.8.8)

Принимаем Y_N2т=1, так как

Допускаемое изгибное напряжение для шестерни тихоходной ступени:

_.