5.4 Расчет тихоходной ступени.

1. Межосевое расстояние. Предварительное значение межосевого расстояния определяем по формуле /1/ с. 16

, где

T₁ – вращающий момент на шестерне, Н*м

u – передаточное число

K = 10, т. к. H_1,2  350HB

Окружную скорость , м/с вычислим по формуле /1/ с. 17

Степень точности зубчатой передачи назначаем по табл. 2.5 /1/ с. 17

Передача низкой степени точности 9.

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле /1/ с.17

, где

К_a=450, т. к. колесо прямозубое

_ba – коэффициент ширины

_ba = 0,315 /1/ с. 17

K_H – коэффициент нагрузки

К_Н = К_Н  К_Н  К_Н , где

К_Н – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения

К_Н = 1,06 из табл. 2.6 /1/ с. 18

К_Н - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

К_Н =1+(К_Н^о-1) К_Нw , где

К_Н^o – коэффициент в начальный период приработки

К_Н^o= 1,04 из табл. 2.7 /1/ с. 19

К_Нw – коэффициент, учитывающий приработку зубьев

К_Нw = 0,26 из табл. 2.8 /1/ с. 19

К_Н =1+(1,05-1) 0,26 = 1,01

К_Н - коэффициент распределения нагрузки между зубьями

К_Нα =1+(К_Н^о-1) К_Нw , где

К_Н^о = 1 + 0,06(n_ст – 5)

К_Н^о = 1 + 0,06(9 – 5) = 1,24

К_Нα =1+(1,24-1) 0,26 = 1,06

К_н=1,06*1,013*1,06=1,14

округляем полученное расстояние до a_w = 200 мм

2. Предварительные размеры колеса

Делительный диаметр:

Ширина: b₂=_ba ^. a_w

b₂ = 0,315 · 200 = 63мм

3. Модуль передачи. Максимально допустимый модуль m_max, мм определяем из условия неподрезания зубьев у основания

Минимальное значение модуля m_min, мм определяем из условия прочности:

K_m = 3,4 ^. 10³ – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач

[]_F2 = 256,47 Н/мм²

K_F = K_F ^. K_F ^. K_F - коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба

K_F = 1,11 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения

K_F - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца

K_F = 0,18 + 0,82 ^. K_H⁰

K_F = 0,18 + 0,82 ^. 1,05 = 1, 03

K_F = K_Н^о = 1,24 – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

K_F = 1,11 ^. 1,03 ^. 1,24 = 1,42

Из полеченного диапазона (m_min...m_max) = (1,87…6,21) модулей принимают меньшее значение m, согласуя его со стандартным /1/ с. 21  m = 2

4. Суммарное число зубьев и угол наклона. Минимальный угол наклона зубьев косозубых колёс находим по формуле /1/ с. 21

Суммарное число зубьев вычисляем по формуле /1/ с. 21

, т.к. β=0 → cos β = 1

Уточняем угол наклона зубьев ,в градусах, по формуле /1/ с. 21

5. Число зубьев шестерни и колеса.

Определяем число зубьев шестерни по формуле /1/ с. 21

полученное значение округляем до ближайшего целого z₁ = 53

Определяем число зубьев колеса по формуле

z₂ = z_S – z₁

z₂ = 200 – 53 = 147

6. Определяем фактическое передаточное число u_ф по формуле

u_ф = z₂/z₁

u_ф = 147 / 53 = 2,77

Проверяем отклонение фактического передаточного числа u_ф от заданного u по формуле

7. Диаметры колёс.

Делительные диаметры d:

- шестерня

d₂ = 2 ^. a_w – d₁ – колесо

d₂ = 2 · 200 – 106 = 294 мм

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

d_a1 = d₁ + 2 ^. m

d_a1 = 106 + 2 · 2 = 110 мм

d_f1 = d₁ – 2,5 ^. m

d_f1 = 106 – 2 · 2,5 = 101 мм

d_a2 = d₂ + 2 ^. m

d_a2 = 294 + 2 · 2 = 298 мм

d_f2 = d₂ – 2,5 ^. m

d_f2 = 294 – 2.5 · 2 = 289 мм

8. Размеры заготовок

D_заг = d_a1 + 6

D_заг1= 110 + 6 = 116 мм

D_заг2= 298 + 6 = 304 мм

S_заг = b₂ + 4

S_заг= 63 + 4 = 67 мм

Параметр		Шестерня	Колесо
Диаметр, мм.	делительный	d1=m*z1 =2*54=106	d2=2*aw-d1=2*200-106=294
	Вершин зубьев	da1= d1+2m=106+2*2=110	da2= d2+2m=302+2*2=298
	Впадин зубьев	Df1=d1-2,4*m=106-2.5*2=101	Df2=d2-2,4*m=294-2.5*2=281
Ширина венца , мм.		b1= b2 +3=69	b2=ψaw=67

9. Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям по формуле /1/ с. 23

где Z_ = 9600 для прямозубой передачи

Определяем недогруз передачи по формуле

- перегруз допустим

10. Силы в зацеплении

окружная:

F_t = 2 ^. 10^{3 .} T / d₂

F_t = 2 ^. 10^{3 .} 332.54 / 294= 2,26 кH

радиальная:

F_r = F_t ^. tg

F_r = 2,26 ^. tg(20) = 0,82 кH

осевая:

F_a = F_t ^. tg

F_a = 2,26 ^. tg(0) = 0 кH

11. Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба.

в зубьях колеса:

в зубьях шестерни:

Y_FS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, зависит от приведённого числа зубьев и коэффициента смещения табл. 2.10 /1/ с.24

Y_FS1 = 3,62

Y_FS2 = 3,59

Y_ - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче.

Y_ = 1

Y_ = 1 – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Проектный расчет
Параметр	значение, мм	Параметр	Значение
Межосевое расстояние, аw	200	Угол наклона зубьев, В	0
Модуль зацепления, m	2	Диаметр делит. Окружности шестерня, d1 колесо, d2	106 294
Ширина зубчатого венца: шестерни, b1 колеса, b2	69 67	Диаметр окр. впадин шестерни, dа1 колеса, da2	110 298
Число зубьев шестерня, z1 колесо, z2	53 147	Диаметр окр. вершин шестерни, df1 колеса, df2	101 289
Вид зубьев	прямые
Проверочный расчет
Параметр		Допускаемые значения	Расчетные значения
Контактные напряжения, σ(Н/мм2)		515.2	502,17
Напряжение изгиба,Н/мм2	σf1	294,58	91,79
	σf2	256,47	91,03