5. Расчет тихоходной ступени редуктора

Задано: цилиндрическая косозубая передача с круговинтовым зацеплением Новикова крутящие моменты на валу шестерни T_H3= 356,3 Hм, частота вращения вала шестерни n₃=135,9 мин ^-1, передаточное число u=2,8,

Принимаем те же материалы, что и для быстроходной ступени:

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете контактной выносливости для:

шестерни

N_HE3= N_HE2=5,63·10⁷

колеса

N_{NE 4}=N_{NE 3}/u₃=5,63·10⁷/2,8=2,01·10⁷

к_HL=1 и к_FL=1 и допускаемые напряжения останутся без изменений:

[σ_H]₃=[σ_H]₁=463, [σ_Н]₄=[σ_Н]₂=427,27 МПа

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при изгибе

шестерни

N_FЕ3= N_FЕ2=3,6·10⁷

колеса

N_{FE 4}=N_{FE 3}/u₃=3,6·10⁷/2,8=1,3·10⁷

Тогда

[σ_F]₃=[σ_F]₂=240, [σ_F]₄=[σ_F]₂=230 МПа

Диаметр делительной окружности шестерни:

где _bd=1,5

Ширина колеса:

b_w = _ba d₃= 1.5·70,16=105

принимаем b_w=105

Принимаем число зубьев шестерни

z₃ =18

Модуль передачи

m=d₃/ z₃=3,89

принимаем m=4 [2, табл. П7]

Угол наклона зубьев

= arcsin m _/ b_w = arcsin 30,14·4·2,1/105=14,53°

Условие 1024 выполняется

Модуль торцевой

m_t=m/cos= 4/cos14,53=4,1322 мм

Уточняем число зубьев

z₃=d₃/m_t=70/4.1322=16,98=17

Окончательно принимаем z₃=17

z₄= z₃·u₃=17·2,8=47,6

Принимаем z₄=48

Фактическое передаточное число

u_3ф=z₄/z₃=48/17=2,828

Эквивалентные числа зубьев

z_v1=z₁/cos³()=17/cos³(14,53)=34,65

z_v2=z₂/cos³()=48/cos³(14,53)=52,92

Окружная скорость в зацеплении

V = m _tz₃n₃/(6010³) =3,14·4,1322·17·135,9/(60·10³) =0,4996=0,5 м/с;

принимаем [1, табл. 9.10] степень точности n'=8 .

Размеры, мм:

- колес

d₃=m_tz₃=4,13·17=70,25;

d_a3=d₃+ 1,8m=70,25+4·1,8=77,45;

d_f3=d₃–2,1m=70,25-8,4=61,85;

b₃=b₄+(0,4…1,5)m=105+(0,4…1,5)4=110

d₄=m_tz₂= 4,13·48=198,35;

d_a4=d₄+1,8m=198,35+4·1,8=205,55;

d_f4=d₄–2,1m=198,5-8,4=189,95;

b₄ = _ba a_W= 0,315·500=157,5

принимаем b₄=b_w=105 мм [1, табл. 12.1,];

Фактическое межосевое расстояние

а_wф=0,5(d₃+ d₄)=0,5(70,25+198,35)=134,30 мм

Силы в зацеплении,Н:

F_t3=210³T_H3/d₃=210³356,3/70,25=10400;

F_r3=F_t3tg_n/cos=10400tg27/cos14,53=5474,23;

F_a3=F_t3tg=10400tg14,53=2695,43 ,

где _n = 27 - угол давления.

Проверочный расчет зубьев на выносливость по контактным напряжениям

= МПа

[1, рис. 9.5 кривая 5] k_H=1,14, k_HV=1, k_=0,15

 – часть коэффициента перекрытия

Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе

,

где Y_F- коэффициент, учитывающий форму зуба,

K_F- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

K_F- коэффициент динамической нагрузки;

K_p=3,6- коэффициент, учитывающий расчетную длину зуба

Принимаем

Y_F3=2,1, K_F=1,33 [1, рис. 9.5, кривая 5], K_F=1, K_Fm=1,05 при m=5 мм

Таким образом

МПа

что соответствует рекомендациям.

Проверка прочности при перегрузке

Максимальные контактные напряжения, создаваемые наибольшим крутящим моментом:

МПа

где МПа

Максимальные напряжения изгиба, создаваемые наибольшим крутящим моментом:

МПа

где .МПа

Что соответствует рекомендациям