 |
3.3 Определение геометрических и кинематических параметров тихоходной ступени редуктора (колеса прямозубые)
|
|
|
|
3. 3 Определение геометрических и кинематических параметров тихоходной ступени редуктора (колеса прямозубые)
При расчете передач следует считать, что редуктор выполняется в виде самостоятельного механизма, поэтому в соответствии с требованиями ГОСТ 21354-87 основным параметром передачи является межосевое расстояние 
.
где 
- вспомогательный коэффициент для прямозубых передач, [2, с. 12];
- передаточное число тихоходной ступени редуктора, формула (1. 6);
- вращающий момент на выходном валу редуктора;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Согласно [2, с. 13, рис. 3. 4, а] в зависимости от параметра 
:
где 
- коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния, принимается согласно [2, с. 13] 
принимается 
.
- допускаемое контактное напряжение для колеса тихоходной прямозубой передачи:
где 
- где 
- предел контактной выносливости поверхностей зубьев колеса:
где 
- твердость материала колеса;
- коэффициент долговечности:
при 
при 
где 
- базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости:
|
|
|
- суммарное число циклов напряжений:
где 
- частота вращения выходного (третьего) вала;
- ресурс (долговечность) передачи;
Так как 
, то согласно формуле (3. 4):
-коэффициент запаса прочности.
При выполнении расчетов согласно [4] принимаем 
, где 
– коэффициенты, учитывающие влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, окружной скорости, смазочного материала, размер зубчатого колеса соответственно.
Модуль зубьев:
Значение модуля принимается из вычисленного интервала согласно ГОСТ 9563-60 
.
Сумма зубьев шестерни и колеса:
Принимается 
.
Тогда число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
Делительные диаметры:
- шестерни:
|
|
|
- колеса:
Диаметры вершин зубьев:
- шестерни:
- колеса:
Диаметры впадин зубьев:
- шестерни:
- колеса:
Уточненное межосевое расстояние:
Рабочая ширина зубчатого венца b, равная ширине венца колеса:
Ширина венца шестерни:
Окружная скорость зубчатых колес:
где 
- частота вращения промежуточного вала;
В зависимости от окружной скорости устанавливаем степень точности передачи. Принимается 8-я степень точности.
3. 3. 1 Проверочный расчет зубьев колес на прочность
После определения геометрических размеров передачи необходимо проверить рабочие поверхности зубьев на контактную прочность, для чего следует определить рабочее контактное напряжение 
и сравнить его с допускаемым 
. При этом должно выполняться условие: 
.
|
|
|
Рабочее контактное напряжение:
где 
, 
, 
- коэффициенты, учитывающие механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, изготовленных из стали, форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления и суммарную длину контактных линий прямозубой передачи соответственно:
где 
- коэффициент торцового перекрытия:
- окружная сила на делительном диаметре шестерни:
где 
- вращающий момент на выходном валу редуктора;
, 
, 
- коэффициенты, учитывающие внешнюю динамическую нагрузку при равномерном нагружении двигателя и ведомой машины, распределение нагрузки между зубьями прямозубых передач, динамическую нагрузку. Согласно [2, табл. П. 2] 
.
Условие прочности выполняется.
Выносливость зубьев, необходимую для предотвращения усталостного излома, устанавливают для каждого колеса сопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемого напряжения: 
. При заданных условиях нагружения редуктора рабочие изгибные напряжения σ F в три − четыре раза ниже допускаемых σ FP, поэтому в данной работе задача проверки зубьев на выносливость по изгибным напряже-ниям не ставится.
|
|
|
