4.2.2. Определение допускаемых напряжений зубчатых колес редуктора.

Допускаемые контактные напряжения.

1. Шестерня

– Предел контактной усталости:

МПа.

– Коэффициент безопасности (для неоднородной структуры): .

– Базовое число циклов перемены напряжений: .

– Эквивалентное число циклов перемены напряжений :

Здесь Т_max = Т – максимальный момент из длительно действующих; с = 1 – число зацеплений за один оборот данной шестерни; m = 3 – показатель степени для зубчатых передач.

Отношение .

Коэффициент долговечности К_НL = 1, так как N_HE/N_H0 > 1.

Принимаем Z_RZ_V = 1.

– Допускаемое контактное напряжение для шестерни:

МПа.

б) Колесо

МПа;

(однородная структура);

;

с = 1.

К_НЕ = 1, так как N_HE/N_H0 > 1;

МПа;

804, 17 МПа

Допускаемое контактное напряжение ступени:

-передача цилиндрическая прямозубая зубчатая:

МПа.

4.2.3. Допускаемое напряжение изгиба зубчатых колес редуктора.

а) Шестерня:

Предел выносливости зубьев при изгибе σ_-1 = 380 МПа.

Коэффициент безопасности: S_F1 = 2.

Коэффициент двустороннего зацепления: K_FC1 = 1.

Базовое число циклов перемены напряжений для стали N_F0 = 4·10⁶.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

Здесь Т_max = Т – максимальный момент из длительно действующих; с = 1 – число зацеплений за один оборот данной шестерни; m = 9 – показатель степени для зубчатых передач при Н>350НВ.

Коэффициент долговечности К_FL1 = 1, так как N_FE1 > N_F0.

Допускаемое контактное напряжение для шестерни:

МПа.

б) Колесо

σ_-1 = 380 МПа;

S_F2 = 2;

K_FC2 = 1;

N_F0 = 4·10⁶.

К_FL2 = 1, т.к. N_FE2 > N_F0.

МПа. Допускаемое напряжение изгиба ступени:

МПа.

4.3. Проектировочный расчет передачи редуктора, синтез зубчатого зацепления.

4.3.1. Проектировочный расчет передачи редуктора.

Межосевое расстояние.

Для закрытой цилиндрической передачи назначаю 8 степень точности (общее машиностроение).

Предварительное значение а_W^* = 140 мм

Уточняют предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле:

мм,

где К_а = 450 – для прямозубых колес; u = i_ред^Н = 5,6; К_Н = 1 – для проектировочного расчета; Т₁ = Т_Б.В. = 69,34Нм - крутящий момент на быстроходном валу; ψ_ba=0,4 – при симметричном расположении шестерни относительно опор.

Конструктивно принимаем мм.

Предварительные размеры зубчатых колес.

мм – делительный диаметр колеса;

мм – рабочая ширина колеса.

Конструктивно принимаем мм.

Модуль зацепления.

мм;

мм.

Конструктивно принимаем m = 2 мм.

Суммарное число зубьев и угол наклона.

 = 0 (передача прямозубая)

Округляю в меньшую сторону до целого числа: .

Число зубьев шестерни и колеса.

Округляю в большую сторону до целого числа: .

_Тогда

Z₂ = Z_S – Z₁ = 200 – 31 = 169.

2. Синтез зубчатого зацепления

Определяем фактическое передаточное число :

U_ф= Z₂/ Z₁=169 / 31=5,45

, что менее 3%;

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса :

d₁= = 31 2/1=62 ,

_d2=2 - d₁= 2 200 – 62=338 _,

_{Определяем делительное межосевое расстояние :}

_{a = 0,5 m} ( Z₂+ Z₁) =0,5 2 (31+169) = 200 ,

Определяем коэффициент воспринимаемого смещения :

_{у = - (} - а ) /m = -(200-200)/2=0

_{Определяем диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса :}

_{da1 = d1+2 (1 + x1 – у) m = 62+2 (1+0-0) 2 =66 ,}

_{da2 = d2 +2 (1 + x2 – у) m = 338 + 4 = 342 ,}

_{Определяем диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса :}

_{df1 = d1 - 2 (1,25 - x1 ) m = 62 – 5 =57 ,}

_{df2 = d2 - 2 (1,25 – x2 ) m = 338 – 5 = 333 ,}

_{Определяем начальные диаметры шестерни и колеса :}

_{dw1= 2 /(u+1) = 400 / 6,45= 62,016 ,}

_{dw2= 2 u /(u+1) = 400 5,45 / 6,45= 337,62 ,}

_{Определяем основные диаметры шестерни и колеса :}

_{db1 = d1 cos α = 62 cos 20 =58,26 мм,}

_{db2 = d2 cos α = 338 cos 20 =317,62 мм.}