Расчет быстроходной цилиндрической прямозубой передачи соосного редуктора (для записки)

 

Из условия соосности межцентровые расстояния тихоходной и быстроходной передач должны быть равны между собой: , мм.

…..мм.

· Определяем нормальный модуль зацепления . Для тихоходной ступени в целях обеспечения плавности работы редуктора и снижения шума в зацеплении модуль должен быть несколько выше, чем для быстроходной. Поэтому для быстроходной передачи принимаем модуль, предыдущий по значению из совокупности стандартных значений.

Если модуль тихоходной ступени …. мм, то для быстроходной ступени принимаем = …. мм.

Определяем число зубьев шестерни:

…….

После округления принимаем z₁=23.

Определяем число зубьев колеса Z₂: .

После подстановки числовых значений получим: …….

После округления принимаем …….

В связи с округлением чисел зубьев проведем корректировку передаточного числа ступени: ; Для рассматриваемого случая: …..

Диаметры делительных окружностей: , мм; , мм.

После подстановки числовых значений параметров получим:

мм, мм.

Диаметры окружностей вершин шестерни: d , мм,

зубчатого колеса: , мм.

После подстановки получим: d мм; мм.

Определим ширину венца зубчатого колеса:

b мм,

где коэффициент зависит от твердости рабочих поверхностей зубьев и схемы расположения колеса на валу.

В рассматриваемом случае: b ………мм.

Ширина венца шестерни: b₁ = 1,12 · b₂.

После подстановки получим: b ……….мм.

Окружная скорость колес быстроходной ступени :

м/c;

Угловая скорость шестерни определена ранее при кинематическом расчете.

Дальнейший расчет проводится по методике тихоходной ступени.

 

Выбор материалов зубчатых колес

Вид производства редуктора соответствует расчету тихоходной передачи, а материалы шестерни и колеса задаются преподавателем.

Материал зубчатого колеса:……………………….;

Материал шестерни………………………………...;

Вид упрочняющей термической или химико-термической обработки материала колеса и шестерни.

Параметры твердости внутренних и поверхностных объемов материала колеса и шестерни.

Предел контактной выносливости выбранных материалов при базовом числе циклов воздействия напряжений до контактного разрушения:

- материала шестерни:

= ………… МПа.

- материала зубчатого колеса:

= ………… МПа.

Базовое число циклов нагружения при действующих напряжениях, равных до возникновения контактных разрушений:

- материала шестерни:

= ………..

- материала зубчатого колеса:

= ………..

Эквивалентное число циклов воздействия контактных напряжений за время работы передачи:

- для шестерни:

= ……….

- для зубчатого колеса:

= ……….

Коэффициент долговечности:

- шестерни:

=

- колеса:

=

Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев:

Z_R = ………

Коэффициент, учитывающий окружную скорость Z_v = ……….

Коэффициент безопасности S_Н = ……….

Коэффициент запаса контактной циклической прочности:

=

Допускаемое контактное напряжение в зацеплении зубьев:

:

- шестерни: = ……………….;

 

- колеса: = …………………

 

Предел выносливости зубьев в условиях изгиба при базовом числе циклов воздействия напряжений изгиба:

- для шестерни: = ………….

- для зубчатого колеса: = ………….

Базовое число циклов нагружения при действующих напряжениях, равных :

= ……….

Эквивалентное число циклов воздействия напряжений изгиба за время работы передачи:

- для шестерни: = ………..

- для зубчатого колеса = ………..

 

Коэффициент долговечности при изгибе:

- для шестерни: = ………..

- для зубчатого колеса = ………..

Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев: K_Fq = ……..;

Коэффициент, учитывающий влияние деформационного и электрохимического упрочнения: K_Fd = ……..;

Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки:

K_Fc = ………..;

Коэффициент безопасности:

- для шестерни: S_F = ……….;

- для зубчатого колеса: S_F = ……….;

Коэффициент запаса прочности при воздействии изгибающих нагрузок.:

,

- для шестерни: K_FP = …………….

- для зубчатого колеса: K_FP = …………….

Допускаемые напряжения при изгибе зубьев шестерни и колеса по формуле:

 

Определяем для шестерни:

[ σ_F1 ] = ………..;

для колеса:

[ σ_F2 ] = …………

Рассчитаем фактическое значение контактных напряжений:

, МПа,

где - окружная сила: , Н,

где T _max1 - максимальный крутящий момент на валу шестерни, Н·м;

- коэффициент внутренней динамической нагрузки, К_Нv = 1,05.

2.16 Определим степень снижения фактических контактных напряжений относительно допускаемых:

Δσ _H =

2.17 Определим параметры прочности на изгиб шестерни и колеса ..

Здесь Y_F – коэффициент формы зуба.

Значения коэффициента формы зуба Y_F зависят от числа зубьев:

= ………; = ……….;

=………….; =…………..

2.18 Фактическое напряжение изгиба в основании ножки зуба определяют по формуле: , МПа.

Здесь параметры и используют для той детали(колеса или шестерни), для которой отношение меньше;

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;

- коэффициент динамической нагрузки. При проектном расчете рекомендуют тогда

В нашем случае отношение меньше для …………..

Тогда ………МПа.

2.19 Проверим выполнение условия прочности:

Определим степень снижения фактических напряжений изгиба относительно допускаемых:

Δσ _F =

 

Выпишем окончательные расчетные значения основных параметров передачи:

 

β = 0   = m = Z1 = Z2=   d1= d2=

b1= Δσ H= Δσ F=