4.4 Расчет тихоходной ступени.

Проектный расчет

1. Определяем главный параметр - межосевое расстояние a_w, мм:

где

а) К_а - вспомогательный коэффициент. Для прямозубой передачи К_а = 49,5;

б) _a - b₂/a_w - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,3;

в) и - передаточное число цилиндрической передачи u=2,8

г) Т₂ - вращающий момент на тихоходном валу редуктора; 441,2Н^..м

Д) []_Н - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом, []_Н =514,3 Н/мм²;

е) К_Н - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для

прирабатывающихся зубьев К_Н = 1.

Полученное значение межосевого расстояния a_w округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров: a_w =170 мм.

2. Определяем модуль зацепления т, мм:

где

а) К_т - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач К_т =6,8 ;

б) d₂ = 2a_wu/(u+1) - делительный диаметр колеса

d₂ = 21702,8/(2,8+1) =250мм

в) b₂ = _aa_w - ширина венца колеса,

b₂ = 0,3170 =51 мм; принимаем b₂= 52мм

г) []_F - допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным

зубом, Н/мм²;

Полученное значение модуля m округляем в большую сторону до стандартного из ряда чисел: т = 2 мм.

3. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

z_ = z₁ + z₂ = 2a_w /m = 2170/2 =170

Полученное значение z_ округляем в меньшую сторону до целого числа:

z_ = 170

4. Определяем число зубьев шестерни:

z₁ = z_/(1+и) = 170/(1+2,8)=45; z₁=45

5. Определяем число зубьев колеса:

z₂ = z_ - z₁ = 170 – 45 = 125.

6. Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение и от заданного и:

и_ф = z₂/z₁ u=%4%

и_ф = z₂/z₁;= 125/45=2,77 u=%4%

7. Определяем фактическое межосевое расстояние:

a_w = (z₁ + z₂)т /2 = (45+125)2/2=170мм

8. Определяем основные геометрические параметры передачи, мм.

Делительный диаметр:

шестерни d₁ = mz₁ = 245= 90 мм

колеса d₂ = mz₂ = 2125= 250 мм

Диаметр вершин зубьев:

шестерни d_a1 = d₁ +2m = 90 +22 = 94 мм

колеса d_a2 = d₂ +2m =250+22 = 254 мм

Диаметр впадин зубьев:

шестерни d_f1 = d₁ -2,4m = 90 -2,42 =85,2 мм

колеса d_f2 = d₂ -2,4m = 250-2,42 = 245,2 мм

Ширина венца:

шестерни b₁ = b₂ +(2…4) = 56 мм

колеса b₂ = _aa_w = 0,3170= 52 мм

округляем до числа из ряда нормальных линейных размеров.

Проверочный расчет

9.Проверяем межосевое расстояние:

a_w=(d₁+d₂)/2 = (90 +250)/2 = 170 мм.

10.. Проверяем пригодность заготовок колес исходя из условий пригодности:

Диаметр заготовки шестерни:

D_заг = d_a1+6 = 94 +6 = 100 < 200 мм.

Размер заготовки колеса закрытой передачи:

S_заг = b₂+4 = 52+4 = 56 < 80 мм.

11. Проверяем контактные напряжения _Н, Н/мм²:

где:

а) К - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач К _H =436

б) F_t = 2T₂ 10 ³/d₂ =2441,210³/250= 3530 H - окружная сила в зацеплении;

в) К_{H } - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

К_{H } = 1; так как v = ₂d₂/(210 ³) = 14,8250 /2000 = 1,85 м/с;

г) K_Hv - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной

скорости колес и степени точности передачи.

K_Hv = 1,1 так как v = 1,85 м/с;

Недогрузка разрешена по условию, но не более 10%. У нас недогрузка составляет

; Условию удовлетворяет.

12. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни _F1 и колеса _F2 , Н/мм²:

где:

а) т - модуль зацепления, мм;

Ь₂ - ширина зубчатого венца колеса, мм;

F_t - окружная сила в зацеплении, Н;

б) К_F - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

К_F =1

в) К_F - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для

прирабатывающихся зубьев колес

К_F = 1;

г) K_Fv - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной

скорости колес и степени точности передачи

K_Fv;= 1,28;

д) Y_F1 и Y_F2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Для косозубых

колес определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев

шестерни z_v1 = z₁ = 45 - Y_F1 = 3,66

колеса z_v2 = z₂ = 125 - Y_F2 = 3,61;

е) Y_ = 1 - коэффициент, учитывающий наклон зуба.

Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

Проектный расчет

Параметр	Значение
Межосевое расстояние aw	170
Модуль зацепления т	2
Угол наклона зубьев 	-
Ширина зубчатого венца: шестерни b1 колеса b2	56 52
Диаметр делительной окружности: шестерни d1 колеса d2	90 250
Диаметр окружности вершин: шестерни dа1 колеса dа2	94 254
Диаметр окружности впадин: шестерни df1 колеса df2	85,2 245,2
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2	45 125

Проверочный расчет

Параметр		Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечание
Контактные напряжения Н, Н/мм2		514,3	465	недогрузка -9%
Напряжения изгиба, Н/мм2	F1	255,96	160	-38%
	F2	294,1	157	-46%