3.1. Определение допускаемых контактных напряжений.

Допускаемые контактные напряжения на поверхности зубьев цилиндрических колес при проектном расчете

,

здесь – предел контактной выносливости при базовом числе циклов (принимаем по таблице 3.2 [2]):

= .

Коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редуктора K_HL = 1. Коэффициент запаса прочности выбирается в пределах 1,1÷1,2, принимаем = 1,15.

Принимаем значения коэффициента нагрузки для случая несимметричного расположения колес К_Нβ = 1,25 (таблица 3.1 [2]).

Коэффициенты ширины венцов по межосевому расстоянию для быстроходной ступени и для тихоходной ступени (так сделано потому, что тихоходная ступень более нагружена, чем быстроходная).

3.2. Расчет тихоходной передачи.

3.2.1. Определение межосевого расстояния из условия контактной выносливости поверхностей зубьев.

В соосном редукторе межосевые расстояния быстроходной и тихоходной ступеней равны: а_Б = а_Т.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяется по формуле:

= =246 мм.

Здесь принято .

Округляем межосевое расстояние до ближайшего значения по стандарту СТ СЭВ 229-75 (мм): по первому ряду выбираем а_ω = 250 мм.

3.2.2. Определение нормального модуля.

Нормальный модуль:

.

По стандарту СТ СЭВ 310-76 (мм) по первому ряду выбираем m_nТ = 4.

3.2.3. Определение основных размеров шестерни и колеса.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β = 10˚и определяем число зубьев шестерни:

= . Принимаем z₃ = 20.

Тогда число зубьев колеса: .

Проверим межосевое расстояние.

Для косозубых колес со стандартным модулем:

.

При проверке обнаружилось несоответствие полученного результата с ранее принятым значением, а_ωТ = 250 мм по стандарту. В этом случае надо устранить расхождение изменением угла β по формуле:

; β = 16˚15^’.

Теперь проверяем расчеты, определив диаметры делительных окружностей:

;

.

Проверка: = .

Диаметры вершин зубьев:

;

.

Ширина колеса и шестерни:

;

.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру: .

3.2.4. Определение окружной скорости колес тихоходной ступени.

.

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

3.2.5. 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 =1,28, = 1,058;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, который определяется по таблице 3.4 [2]. = 1,06;

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, который определяется по таблице 3.6 [2]. = 1,00.

Тогда = 1,058·1,06·1,00 = 1,12.

Условие прочности зубчатой передачи по контактным напряжениям:

.

< 408 Н/мм²,

т.е. условие прочности по контактным напряжениям выполнено.

3.2.6. Определение сил, действующих в зацеплении тихоходной ступени.

Окружная сила = ;

Радиальная сила ,

где =20˚;

Осевая сила .