2.2 Проектный расчет тихоходной ступени

На рис. 2 показана циклограмма нагружения.

Рис. 2 Циклограмма нагружения.

Время работы передачи часов

Выбор варианта термообработки зубчатых колес.

При вращательном моменте на валу колеса Т₃= 252Н∙м принимаем вариант термообработки I (табл. 1П.6 [1]): т.о. шестерни – улучшение, твердость поверхности 269…302 НВ; т.о. колеса – улучшение, твердость поверхности 235…262 НВ; марки стали для шестерни 40Х и колеса 45.

Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости.

Средняя твердость Н зубьев:

Предел контактной выносливости поверхности зубьев , соответствующий базовому числу циклов напряжений(табл. 1П.9 [2]) для т.о. улучшение:

МПа

МПа

Расчетный коэффициент ( табл. 1П.9 [2]) для т.о. улучшение:

Базовое число циклов напряжений:

Эквивалентное число циклов напряжений за расчетный срок службы передачи часов:

Рассчитаем по формуле:

Формула стр.24 [2].

Определяем коэффициенты долговечности и .

Так как , то

Так как , то

Предварительная величина допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на сопротивление контактной усталости:

МПа

МПа

В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на контактную усталость принимается минимальное напряжение из и .

В нашем случае = 464МПа.

Определение межосевого расстояния.

По табл. 1П.11 [1] выбираем коэффициент . Для цилиндрической ступени при и принимаем расчетное значение и

Тогда коэффициент (предварительно):

=0,5∙0,25(3,5 +1)= 0,56.

По табл. 1П.12 [2] при и для кривой IV в зависимости от принимаем коэффициент

Приняв для цилиндрической передачи вспомогательный коэффициент , определим предварительно межосевое расстояние :

По табл. 1П.14 принимаем по ряду Ra40 ближайшее стандартное значение мм.

Определение модуля передачи.

Ориентировочно при и :

= мм

Принимаем стандартное значение мм.

Коэффициент осевого перекрытия:

Ширина венца зубчатого колеса:

Учитывая, что быстроходные ступени соосных редукторов обычно недогружены, то примем наименьшее значение:

мм.

Принимаем по ГОСТ 6636-69 мм.

Ширина шестерни

мм.

Для косозубой нераздвоенной передачи примем коэффициент , тогда:

, что находится в пределе …

Определяем число зубьев шестерни:

.

Принимаем .

Число зубьев колеса , принимаем

Фактическое передаточное число

.

Уточняем

Рассчитываем основные параметры зубчатой передачи.

Геометрические размеры колес.

Делительные диаметры

для шестерни - мм;

для колеса - мм.

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев

для шестерни - мм,

мм;

для колеса - мм,

мм.

Таблица 2 – Основные параметры зубчатой передачи

Параметры	Шестерня	Колесо
Делительный диаметр , мм	66,55	233,45
Диаметр окружности вершин зубьев , мм	72,55	239,45
Диаметр окружности впадин зубьев , мм	59,05	225,95
Ширина венца , мм	36	30

Определяем коэффициент ширины шестерни

.

Окружная скорость колеса

м/с.

Назначаем 9-ю степень точности (см. табл. 8 [3]).

Определим значения уточняющих коэффициентов: для косозубых колес; (см. табл. 10 [3]); (см. табл. 11 [3]).

Определяем коэффициент нагрузки

.

Расчетное контактное напряжение

МПа.

МПа.

Определяем окружную силу

Н.

Коэффициент нагрузки при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе:

Коэффициент (см табл. 1П.16 [1]).

Коэффициент (см табл 1П.12 [1]).

Коэффициент , учитывающий влияние вида зубчатой передачи. По табл. 1П.18 [1] коэффициент (при m= 3 и степенью точности 9)

Тогда динамическая добавка

Коэффициент

Окончательно

Коэффициент , учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:

Примем

Тогда расчетное напряжение изгиба :

МПа

МПа

Сопротивление усталости при изгибе обеспечивается, так как выполняются условия:

1. Проверочный расчет передачи на контактную прочность при действии пиковой нагрузки (при контактной перегрузке).

На основании табл. 1П.9 [1] находим максимальное контактное напряжение при перегрузке:

а) для шестерни (т.о. улучшение)

МПа;

б) для колеса (т.о. улучшение)

Где см. табл. 1П.7 [1].

В качестве расчетной принимаем наименьшую величину

Тогда для рассчитываемой ступени:

2. Проверочный расчет передачи на изгибе пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке)

Ранее мы получили МПа, .

Тогда для рассчитываемой ступени: