3.3.4. Определение окружной скорости колес быстроходной ступени

= .

При скорости до 5 м/с назначаем 8-ю степень точности.

3.3.5. Проверка контактных напряжений

Назначаем коэффициенты для проверки контактных напряжений:

,

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, который определяется по таблице 3.5 [2].

При твердости ≤ НВ 350 и = 1,01, = 1,04;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, который определяется по таблице 3.4 [2]. = 1,08;

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, который определяется по таблице 3.6 [2]. = 1,0.

Тогда = 1,04·1,08·1,0 = 1,12.

Условие прочности зубчатой передачи по контактным напряжениям:

.

<< , что типично для

I ступени 2-х ступенчатых редукторов.

Условие прочности по контактным напряжениям выполнено.

3.3.6. Определение сил, действующих в зацеплении быстроходной ступени

Окружная сила ;

Радиальная сила ,

где =20˚;

Осевая сила .

3.3.7. Проверка зубьев быстроходной ступени по напряжению изгиба

Для косозубых колес проверка проводится по формуле:

.

Коэффициент нагрузки ,

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев; выбираем по таблице 3.7 [2]. При и твердости НВ 350, =1,10;

- коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки; выбираем по таблице 3.8 [2]. Принимаем при 8-ой степени точности, твердости НВ 350 и скорости V от 3 м/с до 8 м/с, =1,3.

Таким образом, =1,1·1,3=1,43.

Подбор коэффициента формы зуба Y_F проводится в зависимости от эквивалентных чисел зубьев.

Для шестерни: = ; 3,84.

Для колеса: = ; .

Определение допускаемого напряжения проводим по формуле:

.

По таблице 3.9 [2] для стали 45 улучшенной предел выносливости при нулевом цикле =1,8НВ:

Для шестерни = .

Для колеса принимаем = .

Коэффициент запаса прочности ,

где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес; по таблице 3.9 [2] = 1,75;

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса. Для поковок и штамповок =1,0.

= 1,75·1,0 = 1,75.

Определяем допускаемые напряжения и отношения :

Для шестерни: ; .

Для колеса: ; .

Найденное отношение меньше для колеса, следовательно, дальнейшую проверку проводим для зубьев колеса. Повышение прочности косых зубьев учитываем коэффициентом Y_β:

Y_β = .

Для средних значений коэффициента торцового перекрытия ε_α = 1,5 и 8-ой степени точности К_Fα = 0,75.

= =

= 28,2Н/мм² < = 206Н/мм², следовательно условие прочности по напряжениям изгиба также выполнено.

4. Предварительный расчет валов

Проектирование вала начинаем с ориентировочного определения диаметра выходного конца его из расчета на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям без учета влияния изгиба:

,

где М_К – крутящий момент, Н·мм;

[]_К – допускаемые напряжения на кручение, Н/мм².

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего М₁ = 40·10³ Н·мм;

промежуточного М₂ = М₃ =252·10³ Н·мм;

ведомого М₄ = 1260·10³ Н·мм.