- •Список используемых источников
- •1.3 Определение момента сил сопротивления
- •1.4 Определение работы сил сопротивления
- •1.5 Определение момента движущих сил
- •2.2 Определение предварительных межосевых расстояний редуктора
- •3.2.2 Определение допускаемых напряжений изгиба
- •3.3.2 Проверка контактных напряжений тихоходной ступени
- •3.3.3 Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость
- •3.3.4 Определение размеров зубчатых колес быстроходной ступени
- •3.3.5 Проверка контактных напряжений быстроходной ступени
- •3.3.6 Проверка зубьев быстроходной ступени на выносливость
- •4.4 Эскизная компоновка редуктора
3.3.2 Проверка контактных напряжений тихоходной ступени
Уточняем коэффициент расчетной нагрузки [1]:
. (23)
Коэффициент определяют по формуле [2]:
(24)
где - степень точности изготовления зубчатых колес;
- коэффициент, учитывающий приработку зубьев.
.
Коэффициент определяем по графикам [2, рисунок 8.15] в зависимости от коэффициента : .
По таблице 8.3 [2] уточняем коэффициенты динамической нагрузки: .
Коэффициент расчетной нагрузки по контактным напряжениям:
.
Определяем контактные напряжения по формуле [2]:
, (25)
, (26)
(27)
где - коэффициент торцевого перекрытия.
.
.
3.3.3 Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость
по напряжениям изгиба
По таблице 8.3 [2] уточняем коэффициент динамической нагрузки: . Коэффициент определяем по графикам [2, рисунок 8.15] в зависимости от коэффициента : . Коэффициент .
Коэффициент расчетной нагрузки при изгибе:
.
Определяем окружную силу:
.
Определяем эквивалентное число зубьев шестерни и колеса по формуле [2]:
. (28)
По графику [2, рисунок 8.20] определяем коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса при эквивалентном числе зубьев:
.
Определяем коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба [2]:
(29)
.
.
Определяем сравнительные характеристики прочности зубьев шестерни и колеса на изгиб:
.
Второе отношение меньше, поэтому проверку на сопротивление усталости по напряжениям изгиба выполняем для колеса.
Определяем напряжения изгиба по формуле [1]:
. (30)
.
3.3.4 Определение размеров зубчатых колес быстроходной ступени
Определяем межосевое расстояние по формуле [2]:
, (31)
где - коэффициент распределения нагрузки между зубьями;
- коэффициент концентрации нагрузки;
- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.
Произведение коэффициентов на стадии проектного расчета можно принять равным 1,3 [1].
По рекомендации [2, таблица 8.4] принимаем .
.
Расчетное значение округляем до стандартного значения: .
Определяем расчетное значение нормального модуля зацепления:
- для материалов колес . (32)
.
Значение модуля округляем до ближайшего стандартного значения: .
Определяем остальные параметры передачи, предварительно приняв наклон зубьев .
Число зубьев шестерни:
, (33)
округляем до целого значения .
Для передач без смещения должно быть выполнено условие: .
Число зубьев колеса:
, округляем до целого значения .
Уточняем значение угла :
. (34)
Диаметры делительных окружностей:
шестерни: (35)
колеса: . (36)
Проверка: межосевое расстояние
.
Диаметры вершин зубьев:
шестерни: (37)
колеса: . (38)
Ширина колеса:
. (39)
Ширина шестерни:
. (40)
Коэффициент ширины шестерни по диаметру:
. (41)
Определяем окружную скорость колес:
.
При данной скорости назначаем 8 степень точности изготовления зубьев тихоходной передачи.