2. Расчет передачи на выносливость зубьев при изгибе

По рисунку 1.4. [3] принимаем Y_F1=3.8

По рисунку 1.4. [3] принимаем Y_F2=3.6

Определяем отношение (_{F P1}/Y_F1) и (_{F P2}/Y_F2), (257.1/3.8) < (246.9/3.6) – необходимо проверять на изгиб зубья шестерни.

Возникающие изгибные напряжения, МПа, выражаются формулой:

где

T_1p – расчетный крутящий момент на ведущем валу ступени редуктора, Нм;

K_Fα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K_Fβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

K_FV – коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки;

Y_F – коэффициент, учитывающий наклон зубьев.

T_1p= T₁=20,3Нм

где

ε_α – коэффициент торцового перекрытия;

st – степень точности передачи, st = 8 (таблица 1.12. [3])

K_Fβ=1.85 (рис. 1.5.[3])

где

δ_F – коэффициент вида зубчатой передачи; δ_F=0,006;

g₀ – коэффициент разности шагов, g₀=56 (таблица 1.12. [3]).

3. Расчет передачи на контактную выносливость

Для работы зубчатой передачи в пределах установленного ресурса времени расчетное значение контактного напряжения не должно превышать допускаемого значения.

где

Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления;

Z_M – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, ;

Z_ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

K_Hα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K_HV – коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки.

K_Hα =1.07 (рис. 1.6. [3])

K_Hβ = 1.5

где

δ_H – коэффициент вида зубчатой передачи, δ_H = 0,002 (таблица 1.13. [3])

4. Определение сил, действующих в зацеплении

В косозубой цилиндрической передаче нормальная сила F_n, действующая в плоскости зацепления, имеет три составляющие: окружную - F_t, радиальную – F_r и осевую – F_a :

7. Расчет тихоходной передачи на прочность

   1. Расчет передачи на контактную прочность

Предварительно размер межосевого расстояния цилиндрической передачи, мм:

Определим значение модуля, мм, ступени по зависимости:

Суммарное число зубьев, округляемое до целого значения, определяют по формуле:

где

β=8…18˚ - угол наклона зубьев косозубой передачи.

Числа зубьев колес, округленные до ближайшего целого значения, рассчитывают для шестерни и колеса:

Геометрические параметры зубчатых колес:

- диаметры делительных окружностей, мм:

• диаметры окружности вершин зубьев, мм:

• диаметры окружности впадин зубьев, мм:

• ширина венцов зубчатого колеса и шестерни ступени, мм:

Окружная скорость, м/с:

2. Расчет передачи на выносливость зубьев при изгибе

По рисунку 1.4. [3] принимаем Y_F3=4.23

По рисунку 1.4. [3] принимаем Y_F4=3.6

Определяем отношение (_{F P1}/Y_F3) и (_{F P2}/Y_F4), (257.1/4.23) < (246.9/3.6) – необходимо проверять на изгиб зубья шестерни.

Возникающие изгибные напряжения, МПа, выражаются формулой:

где

T_1p – расчетный крутящий момент на ведущем валу ступени редуктора, Нм;

K_Fα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K_Fβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

K_FV – коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки;

Y_F – коэффициент, учитывающий наклон зубьев.

T_1p= T₂=156.1Нм

где

ε_α – коэффициент торцового перекрытия;

st – степень точности передачи, st = 8 (таблица 1.12. [3])

K_Fβ=1.14 (рис. 1.5.[3])