2.3.2 Расчет тихоходной ступени
а) [σ]F1 – допускаемые напряжения изгиба для шестерни такие же как для колеса быстроходной ступени [σ]F2
МПа
б) [σ]F2 – допускаемые контактные напряжения для колеса.
Предел выносливости σF lim = 800 МПа
Коэффициент запаса прочности SF = 1,55
Коэффициент долговечности YN:
, при условии 1 ≤ YN ≤ YNmax,
где YNmax = 2,5 и q = 9
число циклов NGF = 4·106.
Назначенный ресурс Nk
,
n = nт= 33,96 мин -1
n3 = 1
Lh = 10000 ч
В соответствии с кривой усталости напряжения σF не могут иметь значений меньших σF lim. Поэтому при Nk > NGF принимают Nk = NGF.
Коэффициент YR = 1,2.
Коэффициент YA = 1.
МПа
Выбираем =619,35 МПа
2.4 Расчет цилиндрических зубчатых передач
2.4.1 Тихоходная ступень
а) Межосевое расстояние.
,
[1, с. 16]
где знак «+» ( в скобках) относят к внешнему зацеплению, «–» – к внутреннему;
Т1 – вращающий момент на шестерне (наибольший из длительно действующий); Т1 = Т2 = 472,48 Н·м
U – передаточное число для тихоходной ступени.
Коэффициент К зависит от поверхностной твердости Н1 и Н2 зубьев шестерни и колеса соответственно выбираем К = 6, [1, с. 17]
мм
Окружную скорость υ, м/с, вычисляют по формуле
м/с, [1, с. 17]
Степень точности зубчатой передачи определяем по [1, т. 2.5, с. 17].
Выбираем nст = 9
Уточняем предварительно найденное межосевое расстояние
,
[1, с. 17]
где Ка = 410 – для косозубых колес, МПа1/3; [1, с. 17]
[σ]Н – 1389,36 МПа.
Ψba – коэффициент ширины принимают в зависимости от положения колес относительно опор. При симметричном расположении Ψba = 0,315…0,5 → Ψba = 0,4, [1, с. 17]
Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность
Коэффициент КНυ учитывает внутреннюю динамику нагружения. Принимаем по [1, табл. 2.6 стр. 17] КНυ = 1,01
Коэффициент КНβ учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.
,
[1, с. 18]
Ψbd
= 1 , таким образом по [1, табл. 2.7 стр. 19]
выбираем
=
1,18
,
[1, с. 18]
где КНω – коэффициент, учитывающий приработку зубьев.
По [1, табл. 2.8 стр. 19] КНω = 0,8
Коэффициент КНα определяют по формуле
,
[1, с. 18]
,
[1,
с. 18]
,
[1, с. 18]
мм
При крупносерийном производстве редукторов аω округляют до ближайшего стандартного значения: аω = 140 мм. [1, с. 20]
б) Предварительные основные размеры колеса.
Делительный
диаметр:
мм,
[1, с. 20]
Ширина:
мм,
[1, с. 20]
Ширину колеса после вычисления округляют в ближайшую сторону до стандартного числа: b2 = 56 → b2 = 56 мм. [1, т. 24.1, с. 410]
в) Модуль передачи.
мм,
[1, с. 20]
,
[1, с. 20]
где Кm = 2,8·103
Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба
;
[1, с. 20]
Коэффициент KFυ учитывает внутреннюю динамику нагружения. Значение KFυ принимаем по [1, т. 2.9 с. 20], берем KFυ = 1,01
KFβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца
,
[1, с. 21]
KFα – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.
,
[1, с. 21]
мм
Из полученного диапазона модулей принимаем меньшее значение m, согласуя его со стандартным. [1, с. 21]
m = 3 мм
д) Суммарное число зубьев и угол наклона.
,
[1, с. 21]
,
[1, с. 21]
,
[1, с. 21]
е) Число зубьев шестерни и колеса.
Число зубьев шестерни
,
z1MIN
= 17, [1, с. 21]
,
берем z1
= 18
Число зубьев колеса
,
[1, с. 22]
ж) Фактическое передаточное число.
,
[1, с. 22]
Фактическое значение отличается от номинального не более чем на 4% (0,49%)
з) Диаметры колес.
Делительные диаметры d:
Шестерни………………………..
мм, [1, с. 22]
Колеса
внешнего зацепления…..
мм, [1, с. 22]
Диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления ([1, с. 22]):
,
где х1 и х2 – коэффициенты смещения у шестерни и колеса
х1 = х2 = 0;
= 0 - коэффициент
воспринимаемого смещения;
мм
мм
мм
мм
и) Размеры заготовок
Dзаг=da1+6=61,38+6=67,38, [1, с. 22]
Dзаг<Dпр
67,38<200
Sзаг=b2+4=56+4=60, [1, с. 22]
Sзаг<Sпр
60<125
к) Проверка зубьев по контактным напряжениям.
,
[1, с. 23]
где Zσ = 8400, [σ]Н = 1389,36 МПа, [1, с. 23]
МПа
л) Силы в зацеплении.
Окружная
H,
[1, с. 23]
Радиальная
Н, [1, с. 23]
Осевая
Fa
=
,
[1, с. 23]
м) Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.
Расчетное напряжение изгиба:
- в зубьях колеса
,
[σ]F2
= 619,35 МПа, [1, с. 23]
- в зубьях шестерни
,
[σ]F1
= 619,35 МПа, [1, с. 23]
Значения
коэффициента YFS,
учитывающего форму зуба и концентрацию
напряжений, в зависимости от приведенного
числа зубьев и коэффициента смещения
для внешнего зацепления принимают по
[1, т. 2.10 с. 24]: zυ
= 73/0,927=78,74, выбираем YFS2
= 3,60; zυ
= 18/0,927=19,42, выбираем YFS1
= 4,08
Значение коэффициента Yβ = 1 – β/100= 0,872, [1, с. 24]
Значение коэффициента Yε = 0,65 (для косозубых передач), [1, с. 24]
МПа
МПа
н) Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки
Кпер=2,2
,
[1, с. 24]
,
[1, с. 24]
,
[1, с. 25]
,
[1, с. 24]
,
[1, с. 24]