2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле

(21)

где – предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба; определяется по таблице 4.5 [1]: для колес обеих ступеней для шестерни первой ступени при азотировании поверхности для шестерни второй ступени

– коэффициент безопасности, выбираем по таблице =1,75.

–коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, принимаем = 1.

Коэффициент долговечности принимаем равным 1.

Определим допускаемое напряжение для обоих колес:

для шестерни второй ступени:

для шестерни первой ступени:

2.4 Определение допускаемых напряжений при кратковременной перегрузке

Предельные контактные напряжения для колес обеих ступеней:

(22)

.

для шестерни второй ступени:

для шестерни первой ступени:

; (23)

Предельные напряжения изгиба для обоих колес определяем по таблице 4.5 [1]:

; (24)

для шестерни второй ступени:

для шестерни первой ступени:

Глава 3 расчет второй тихоходной прямозубой пары

Вначале рассчитываем вторую прямозубую пару, как более нагруженную и в основном определяющую габариты редуктора.

3.1 Определение межосевого расстояния и других параметров

(25)

где u – передаточное отношение второй ступени, u = 1,58;

– приведенный модуль упругости; = 210 ГПа;

– коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния; принимается по рекомендации таблицы 4.6, = 0,3.

Т₁ – крутящий момент на ведомом валу; Т₁ = 156,95 Н∙м.

– коэффициент концентрации нагрузки; определяется по графику (рисунок 4.9) [1] в зависимости от коэффициента ширины шестерни

.

По графику рисунка 4.9 [1] находим

В результате получаем:

мм.

Округляя по ряду Rа 40, принимаем а₂=160 мм.

Находим b_w – ширину колеса второй ступени:

; (26)

мм.

По таблице 4.7 [1] принимаем и находим модуль по формуле:

; (27)

мм.

По таблице 4.8 [1] назначаем модуль m = 2мм.

Суммарное число зубьев:

; (28)

Число зубьев шестерни:

; (29)

Примем z₁ =62.

Число зубьев колеса:

z₂ = – z₁; (30)

z₂= 160 – 62 =98.

Фактическое передаточное число:

= ; (31)

.

Делительные диаметры шестерни и колеса определяются по формулам:

d₁ = z₁m; (32)

d₁= 62·2 = 124 мм.

d₂ = z₂m; (33)

d₂ = 98·2 = 196 мм.

3.2 Выполнение проверочного расчета на усталость по контактным напряжениям

, (34)

где – коэффициент расчетной нагрузки; определяется по формуле:

(35)

где – коэффициент динамической нагрузки; определяется по таблице 4.10 [1].

Определим окружную скорость:

; (36)

.

По таблице 4.11 [1] назначаем восьмую степень точности. По таблице 4.10 [1] =1.04.

Определим по формуле 35.

.

По формуле (34), учитывая, что , находим:

<500

_{Определим погрешность Δ:}

Т.к. значения расходятся более чем на 4%, то мы их сближаем путем изменения ширины колеса по условию, которое следует из формулы:

(37)

Принимаем ширину колеса b_w = 23мм. Сделаем пересчет:

<500

_{Расхождение не более 4%.}