3.2.7. Проверка зубьев тихоходной ступени по напряжению изгиба.

Для косозубых колес проверка проводится по формуле:

.

Определяем коэффициент нагрузки ,

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев; выбираем по таблице 3.7[2]. При и твердости ≤ НВ 350, =1,154;

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

Таким образом, =1,154·1,1=1,27.

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

Для шестерни: = ; 3,98.

Для колеса: = ; .

Определение допускаемого напряжения проводим по формуле:

.

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

Для шестерни = .

Для колеса = .

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. Определяем коэффициент Y_β, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми:

Y_β = .

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

= , что значительно меньше [σ]_F4 = 206Н/мм².

Следовательно условие прочности по напряжениям изгиба также выполнено.

3.3. Расчет быстроходной передачи.

Допускаемое контактное напряжение для материала колеса такое же, как в тихоходной ступени: [σ]_Н = 408Н/мм².

3.3.1. Определение межосевого расстояния.

Из условия соосности а_Б = а_Т = 250 мм.

3.3.2. Определение нормального модуля.

Нормальный модуль для быстроходной ступени в целях увеличения плавности и бесшумности передачи принимают несколько меньше, чем в тихоходной. Принимаем m_nБ = 2,5.

3.3.3. Определение основных размеров шестерни и колеса.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β = 10˚.

Определяем число зубьев шестерни:

= .

Тогда число зубьев колеса: = 27·6,3 = 170,1. Принимаем z₂ = 170.

Проверим межосевое расстояние.

Для косозубых колес со стандартным модулем:

.

Уточняем

; β_Б = 9˚56^’.

Теперь проверяем расчеты, определив диаметры делительных окружностей: ;

.

Проверка: .

Диаметры вершин зубьев:

;

.

Ширина колеса и шестерни:

;

.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

= .

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.