4.2. Определение геометрических и кинематических параметров тихоходной ступени редуктора (колеса прямозубые)

При расчете передач следует считать, что редуктор выполняется в виде самостоятельного механизма. Поэтому в соответствии с ГОСТ 21354-87 основным параметром передачи является межосевое расстояние а_ω Межосевые расстояния быстроходной а_ωб и тихоходной а_ωт передач (ступеней) редуктора этого типа равны между собой. Однако тихоходная ступень более нагружена. Поэтому расчет следует начать с нее.

Межосевое расстояние, мм

(4.2.1)

где K_а= – 495 вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;

U_T – передаточное число тихоходной ступени редуктора;

Т₃ – вращающий момент на ведомом валу передачи, Н-м;

К_нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, принимаемый из графика (рис. 4.2.1) в зависимости от коэффициента ширины венца зубчатого ко­леса ψ_bd относительно делительного диаметра,

Рисунок 4.2.1 – График зависимости от коэффициента ширины венца зубчатого колеса относительно делительного диаметра

, (4.2.2)

где ψ_ba – коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния, принимаемый из ряда 0,4; 0,5; 0,63; 0.8; 1,0.

В качестве допускаемого контактного напряжения σ_нр для прямозубой передачи принимают допускаемое контактное напряжение зубчатого колеса:

(4.2.3)

где σ_{H lim b4} – контактной усталости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений колеса, МПа,

_{н lim b4} = 2НВ₄ + 70 (4.2.4)

где HB₄ – твердость материала колеса (табл. 4.1);

,МПа

Z_n – коэффициент долговечности,

при N_k4  N_{H lim4} ; (4.2.5)

при N_k4  N_{H lim}

где N_{H lim4} – базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости, миллионов циклов,

(4.2.6)

N_k4 – суммарное число циклов напряжений, миллионов циклов,

N_k4 = 60 n₃ L_h, (4.2.7)

где n₂ – частота- вращения выходного вала редуктора, об/мин;

L_h – ресурс (долговечность) передачи, ч;

N_k4 = 60·75·20000=90000000

(4.2.8)

где Z_R – коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев;

Z_v – коэффициент, учитывающий влияние скорости;

Z_L – коэффициент, учитывающий влияние смазочного материала;

Z_X – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса;

S_H=1,1 – коэффициент запаса прочности.

мм

Модуль зубьев, мм,

(4.2.9)

Значение модуля принимается из вычисленного интервала и согласовывается со стандартным.

Модуль принимаем m=4,5

Сумма зубьев шестерни и колеса

, (4.2.10)

Число зубьев шестерни

, (4.2.11)

Так как зацепление выполнено без смещения, то по условию не подрезания минимальное число зубьев шестерни Z₃ = 17. Рекомендуется проектировать шестерню тихоходной ступени с числом зубьев Z₃ = 18-26. Если эта рекомендация не выполняется, то при определении суммарного числа зубьев Z_c следует изменить модуль.

Число зубьев колеса

, (4.2.12)

Делительные диаметры, мм;

Шестерни –

(4.2.13)

мм

Колеса-

, (4.2.14)

мм

Диаметры вершин зубьев, мм;

Шестерни-

, (4.2.15)

мм

колеса-

, (4.2.16)

мм

Диаметры впадин зубьев, мм:

шестерни –

, (4.2.17)

мм

колеса-

, (4.2.18)

мм

Уточненное межосевое расстояние, мм,

, (4.2.19)

мм

Рабочая ширина зубчатого венца, равная ширине венца колеса, мм,

, (4.2.20)

мм

Ширина венц0а шестерни, гм,

, (4.2.21)

;

Окружная скорость зубчатых колес, м/с.

, (4.2.22)

м/с