Проектный расчет тихоходной ступени редуктора.

Исходные данные:

· Вращающий момент шестерни

· Вращающий момент колеса

· Частота вращения шестерни ;

· Частота вращения колеса

· Предварительное передаточное отношение

· Материал - сталь 40Х, термическая обработка – улучшение + ТВЧ;

a. у_В= 830 Н/мм², у_Т= 540 Н/мм²,

b. у_В= 930 Н/мм², у_Т= 690 Н/мм², .

Расчет допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

Требуемый срок службы передачи:

Число циклов нагружений зуба для колеса быстроходной ступени:

.

.

Эквивалентное число циклов нагружения:

N

H

E

=

c

n

L

h

(

a

+

a

b

+

a

b

+

a

b

)

=

=

×

×

×

,

×

(

,

+

,

×

,

+

,

×

,

+

,

×

,

)

=

=

×

- где с – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым колесом, n – частота вращения того из колес, для которого определяется допускаемое напряжение.

Предел контактной выносливости для шестерен и колёс быстроходной и тихоходной ступени:

;

.

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость определяются по формуле:

,

- где - коэффициент долговечности учитывающий режим нагружения и требуемый ресурс передачи.

- так как , то принимаем , .

- коэффициент запаса изгибной прочности принимаем: .

- коэффициент учитывающий влияние скорости: .

- принимаем .

 

[

s

]

H

=

s

H

l

i

m

×

Z

R

×

Z

V

S

H

×

Z

N

=

×

,

×

,

,

×

=

,

[

s

]

H

=

s

H

l

i

m

×

Z

R

×

Z

V

S

H

×

Z

N

=

×

,

×

,

,

×

=

,

- выбираем .

Предел выносливости:

Коэффициент запаса изгибной прочности:

Коэффициент долговечности:

Где для нормализованных и улучшенных колёс.

Y

N

=

×

N

F

E

=

,

Y

N

=

×

N

F

E

=

,

N

F

E

=

c

n

L

h

(

a

+

a

b

+

a

b

+

a

b

)

=

=

×

×

×

×

(

,

+

,

×

,

+

,

×

,

+

,

×

,

)

=

×

Т.к. и то ,

Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса определяем по формуле:

[

s

]

F

=

s

F

l

i

m

S

F

×

Y

N

=

,

×

=

,

[

s

]

F

=

s

F

l

i

m

S

F

×

Y

N

=

,

×

=

,

Межосевое расстояние.

Предварительное межосевое расстояние:

a

w

=

K

(

u

I

+

)

T

u

I

- коэффициент находится в зависимости от сочетания твёрдости зубьев шестерни и колеса, при принимаем .

a

w

=

K

(

u

I

+

)

T

u

I

=

(

+

)

=

,

мм

Уточненное значение межосевого расстояния:

a

w

=

K

a

×

(

u

I

+

)

×

K

H

×

T

[

s

]

H

×

u

I

×

y

b

a

- где , - коэффициент ширины зубчатого венца (несимметричное расположение колёс относительно опор);

- коэффициент нагрузки

o где при окружной скорости

o

V

=

p

a

w

n

u

I

*

(

u

I

+

)

=

*

,

*

,

*

*

*

*

(

+

)

=

,

при 8 степени точности передачи,

, в зависимости от коэффициента ширины

y

b

d

=

,

×

y

b

a

×

(

u

+

)

=

,

×

,

×

(

+

)

=

,

Таким образом, уточненное значение межосевого расстояния:

При

K

H

=

,

×

,

×

,

=

,

a

w

=

×

(

+

)

×

,

×

,

×

×

,

=

,

- принимаем стандартное значение межосевого расстояния .

Ширины венца зубчатого колеса

Рабочая ширина венца зубчатых колёс тихоходной ступени:

b

=

y

b

a

×

a

w

=

,

×

=

,

b

=

,

×

,

=

,

- принимаем

Модуль зубчатых колес

Нормальный модуль найдем, определив минимально и максимально возможный модуль:

m

m

i

n

=

K

m

K

F

×

T

×

(

u

I

+

)

a

w

×

b

×

s

[

]

F

=

,

×

×

(

+

)

×

×

,

=

,

мм.

m

m

a

x

=

×

a

w

×

(

u

I

+

)

=

×

×

(

+

)

=

,

мм.

- принимаем стандартное значение .

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

z

S

=

z

+

z

=

×

a

w

m

n

=

×

=

- примем .

Число зубьев шестерни и колеса:

z

=

z

å

u

+

=

+

=

.

Фактическое передаточное число: .

Расчет на выносливость

Проверочный расчёт на контактную выносливость:

s

H

=

z

s

a

w

u

f

K

H

T

(

u

f

+

)

b

=

×

,

×

×

(

+

)

=

,

- для прямозубых передач

Проверочный расчёт на выносливость при изгибе:

 

 

Коэффициент нагрузк

K

F

=

K

F

V

×

K

F

b

×

K

F

a

=

,

×

,

×

,

=

,

Определяем диаметры делительных окружностей:

d

=

m

n

×

z

c

o

s

b

=

×

=