2.4.2. Быстроходная ступень

а) Межосевое расстояние.

,

где знак «+» ( в скобках) относят к внешнему зацеплению, «–» – к внутреннему;

Т₁ – вращающий момент на шестерне (наибольший из длительно действующий); Т₁ = Т₂ = 92,6 Н·м

U – передаточное число для быстроходной ступени.

Коэффициент К в зависимости от поверхностной твердости Н₁ и Н₂ зубьев шестерни и колеса соответственно выбираем К = 6.

мм

Окружную скорость υ, м/с, вычисляют по формуле

м/с

Степень точности зубчатой передачи по [1, т. 2.5 с. 17], выбираем n_ст = 9

Уточняем предварительно найденное межосевое расстояние

,

где К_а = 410 – для косозубых колес, МПа^1/3;

[σ]_Н – 1185 МПа.

Ψ_ba – коэффициент ширины принимают в зависимости от положения колес относительно опор. При симметричном расположении Ψ_ba = 0,315…0,5 → Ψ_ba = 0,4

Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность

Коэффициент К_Нυ учитывает внутреннюю динамику нагружения. Принимаем по [1, т. 2.6 с. 17] К_Нυ = 1,01

Коэффициент К_Нβ учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

Ψ_bd = 1,2 → по [1, т. 2.7 стр. 19] = 1,48

,

где К_Нω – коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

По [1, т. 2.8 стр. 19] К_Нω = 0,8

Коэффициент К_Нα определяют по формуле

мм

При крупносерийном производстве редукторов а_ω округляют до ближайшего стандартного значения: а_ω = 100 мм.

б) Предварительные основные размеры колеса.

Делительный диаметр: мм

Ширина: мм

Ширину колеса после вычисления округляют в ближайшую сторону до стандартного числа: b₂ = 40 → b₂ = 40 мм.

в) Модуль передачи.

мм

,

где К_m = 2,8·10³

Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба

Коэффициент K_Fυ учитывает внутреннюю динамику нагружения. Значение K_Fυ принимаем по [1, т. 2.9 стр. 20], выбираем K_Fυ = 1,01

K_Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца

K_Fα – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

мм

m = 1,5 мм

д) Суммарное число зубьев и угол наклона.

е) Число зубьев шестерни и колеса.

Число зубьев шестерни

, z_1MIN = 17

→ z₁ = 21

Число зубьев колеса

ж) Фактическое передаточное число.

Фактическое значение отличается от номинального не более чем на 4% (0,38%)

з) Диаметры колес.

Делительные диаметры d:

Шестерни……………………….. мм

Колеса внешнего зацепления….. мм

Диаметры d_a и d_f окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления:

,

где х₁ и х₂ – коэффициенты смещения у шестерни и колеса

х₁ = х₂ = 0;

= 0 - коэффициент воспринимаемого смещения;

мм мм

мм мм

и) Размеры заготовок

D_заг=d_a1+6=34,82+6=40,82

D_заг<D_пр

40,82<200

S_заг=b₂+4=40+4=44

S_заг<S_пр

44<125

к) Проверка зубьев по контактным напряжениям.

,

где Z_σ = 8400, [σ]_Н =1185 МПа

МПа (не более 5%)

л) Силы в зацеплении.

Окружная H

Радиальная Н

Осевая F_a =

м) Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба:

в зубьях колеса

, [σ]_F2 = 619,35 МПа

в зубьях шестерни

, [σ]_F1 = 619,35 МПа

Значения коэффициента Y_FS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, в зависимости от приведенного числа зубьев и коэффициента смещения для внешнего зацепления принимают по [1, т. 2.10, с. 24]: z_υ = 111/0,97=114,43, берем Y_FS2 = 3,59; z_υ = 21/0,97=21,65, берем Y_FS1 = 4,08

Значение коэффициента Y_β = 1 – β/100= 0,919

Значение коэффициента Y_ε = 0,65 (для косозубых передач)

МПа

МПа

н) Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

К_пер=2,2