-
Определение допускаемых напряжений
Контактные напряжения для каждого зубчатого колеса определяются по формуле:
,
где
j – номер зубчатого колеса,
- базовый
предел выносливости.
Т.к. для всех зубчатых колес материал одинаковый, то согласно рекомендации [1] имеем:
,
- коэффициент
безопасности, т.к. заготовка – штамповка,
то согласно рекомендации [1]
имеем:
- коэффициент
долговечности, определяется по формуле:
,
где
- базовое
число циклов перемены напряжений, т.к.,
согласно рекомендации [1] имеем: 
- расчетное
число циклов перемены напряжений при
переменном режиме, определяется по
формуле:
,
где
- число
нагружений за один оборот для зуба
шестерни и колеса соответственно,
тогда
для шестерни:
, отсюда
Сравним расчётное число циклов перемены напряжений при переменном режиме с базовым числом циклов перемены напряжений:
,
Т.к все расчётные числа циклов перемены напряжений при переменном режиме меньше базового числа цикла перемены напряжений, то коэффициент долговечности определится для каждого из зацеплений по следующей формуле:
,
,
Тогда допускаемые напряжения будут равны:
,
,
В качестве расчетных допускаемых напряжений для каждой пары зубчатых колес принимаем наименьшее значение из двух полученных:
-
Определение допускаемых напряжений изгиба
Допускаемые напряжения изгиба для каждого зубчатого колеса определяются по формуле:
,
где
j – номер зубчатого колеса,
- базовый
предел выносливости.
Т.к. для всех зубчатых колес материал одинаковый, то согласно рекомендации [1] имеем:
,
- коэффициент
безопасности, согласно рекомендации
[1] имеем:
- коэффициент
долговечности, определяется по формуле:
,
где
- базовое
число циклов перемены напряжений,
согласно рекомендации [1] имеем:
,
- расчетное
число циклов перемены напряжений при
переменном режиме, определяется по
формуле:
,
где
- число
нагружений за один оборот для зуба
шестерни и колеса соответственно,
т.к.
HB>350,
то
,
тогда
, отсюда
Т.к.
то
.
Тогда допускаемые напряжения будут равны:
,
.
2.4 Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи
2.4.1 Определение основных параметров цилиндрической прямозубой передачи из условия прочности
Тихоходной
в данном редукторе является вторая
ступень. Для нее из предыдущих расчетов
известно:
,
,
,
,
,
передача имеет 7-ую
степень точности.
Поскольку
колесо расположено симметрично и НВ
материала больше 350, то принимаем
коэффициент ширины колеса
.
Коэффициент нагрузки принимаем
,
Определим межосевое расстояние:
Определим
рабочую ширину зубчатого венца:
.
2.4.2 Определение модуля и числа зубьев
Поскольку
передача имеет 7-ую
степень точности, то принимаем коэффициент
формы зуба
,
,
,
,
Определим модуль зубчатой передачи по следующей формуле:
,
по
ГОСТ 9563 – 60 принимаем
.
Определяем
число зубьев шестерни:
,
принимаем
.
Определяем
число зубьев колеса:
,
принимаем
.
Для
проверки определим передаточное число
ступени по следующей формуле:
2.4.3 Определение геометрических размеров передачи
Определим
межосевое расстояние по формуле:
.
В
данном случае межосевое расстояние
.
Определим
угол профиля производящей рейки в
сечении, перпендикулярном к оси
сцепляющегося с ней зубчатого колеса:
.
Определим
угол зацепления:
.
Определим
делительные диаметры шестерни:
,
колеса:
.
Определим
основные диаметры шестерни:
,
колеса:
Определим
начальные диаметры шестерни:
,
колеса:
.
Для расчета диаметров вершин зубьев, при внешнем зацеплении, воспользуемся формулами:
для
шестерни:
,
для
колеса:
.
