Проектирование и расчёт цилиндрического шевронного редуктора (стр. 2 из 7)
зубьев.
Геометрические параметры передачи
Делительные диаметры
– делительный диаметр шестерни 
– делительный диаметр колеса 
Проверка межосевого расстояния по формуле
aw = d1/2 + d2/2 = 44/2+276/2 =160 мм.
Диаметры выступов
Диаметры впадин
Ширина колеса
Шевронные зубчатые колеса отличаются от других цилиндрических увеличенной шириной. Наиболее часто шевронные колеса изготавливают с канавкой посередине, предназначенной для выхода червячной фрезы, нарезающей зубья. Приближенно размер, а канавки можно определить по отношению, а/m: при m = 2 мм., a/m = 15, отсюда определяем, а = 15*m = 15*2 = 30 мм. Общая длина ступицы колеса lст = b + a = 80 + 30 = 110 мм.
Проверка ширины колеса по достаточности торцевого перекрытия
Торцевая степень перекрытия
где z1, z2 – числа зубьев шестерни и колеса соответственно.
β – угол зацепления.
Окружная скорость
По скорости, выбирают степень точности для данной скорости, выбираем 8 степень точности.
Расчетная нагрузка. Для проверочных расчетов, как по контактной, так и по изгибной прочности определяют коэффициенты нагрузки. Коэффициенты, относящиеся к нагрузке, обозначаются буквой К с индексами, коэффициенты, специфические для расчёта на изгиб, – буквой F, а для расчёта на контактную прочность – буквой H. Коэффициенты нагрузки удобно представить в виде произведения трёх коэффициентов:
где – Кv – коэффициент внутренней динамической нагрузки
Kβ – коэффициент концентрации или неравномерной нагрузки
по длине контактной линии
Kα – коэффициент распределения нагрузки между зубьями.
Индекс у коэффициента Кv выбран в связи с основным влиянием на его величину скорости; индекс у коэффициента Kβ обусловлен тем, что концентрация нагрузки связана с изменением истинного угла наклона зуба β; индекс у коэффициента Kα выбран условно и связан с тем, что распределение нагрузки между зубьями рассматривается в нормальной плоскости, где измеряется угол зацепления α. Кроме того, у коэффициентов, относящихся к расчетам на контактную прочность, предусматривается индекс Н (в честь автора расчетов контактных напряжений H. Hertz), а у коэффициентов к расчетам на изгиб – индекс F (от слова «ножка» на английский и немецком языке).
Динамические нагрузки в зацеплении. Влияние этих нагрузок на надежность и ресурс зубчатых колес может быть весьма существенным, особенно в быстроходных передачах недостаточно высокой степени точности и в передачах универсальных машин, работающих значительную часть времени с недогрузкой и с разными частотами вращения. Для приближенных расчетов косозубых передач можно пользоваться значениями коэффициентов КHv и КFv из таблицы.
Коэффициенты КHv и КFv имеют большое рассеяние в соответствии с рассеянием входящих в них величин.
При скорости U = 0,6 м/с. Коэффициенты KHv и KFv соответственно равны 1,01 и 1,04.
Концентрация нагрузки по длине контактных линий
Нагрузка распределяется равномерно только в прямозубых передачах при идеально точном изготовлении и при абсолютно жестких валах и опорах. В действительности вследствие упругих смещений и износа подшипников, а также погрешностей изготовления сопряженные зубчатые колеса перекашиваются одно относительно другого. Зубья зубчатых колес имеют способность к прирабатываться, в результате чего распределение нагрузки может частично или почти полностью выравняться. Ориентировочные значения эффективного коэффициента концентрации нагрузки КНβ должны быть больше на 15–20%, чем значение КFβ.
Коэффициенты также зависят от ширины колеса или шестерни и диаметра колеса или шестерни. Зависимость ширины и диаметра находится по формуле Ψbd = bw/d1 = 80/44 = 1,82. Определяют коэффициенты по графику КHβ = 1,15, КFβ = 1.
Распределение нагрузки между зубьями. Распределение нагрузки между зубьями учитывают двумя коэффициентов КHα и КFα соответственно при расчетах на контактную и изгибную прочность. Коэффициенты зависят также от скорости и степени точности при 8 степени точности и скорости 0,6 м/с КHα и КFα равны друг другу 1,07. Расчетная нагрузка равна
4.7 Проверка по контактным напряжениям
ZE = 190, 
При β = 30,400 ZH = 2,21
Получилась недогрузка, значит, расчет сделан правильно.
4.8 Проверка по усталостным напряжениям изгиба. Допускаемые напряжения изгиба
Базовые допускаемые напряжения для зубчатых колес, работающих в зоне горизонтальной ветви кривой усталости при нереверсивной нагрузке
где, YR – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности; при зубофрезеровании и шлифовании c Rz = 40 мкм, YR = 1
σFlim– предел выносливости, определяемый на зубьях при отнулевом цикле.
SF – коэффициент запаса прочности, выбираемый в зависимости от стабильности свойств материала и технологии и ответственности конструкции; для стальных зубчатых колес из поковок и прокат SF = 1,4…2,2, в среднем 1,7.
YX – коэффициент размеров (масштабный фактор), m < 5, m = 2 YX = 1
Yδ– коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений и градиент напряжений в зависимости от модуля:
YN– коэффициент долговечности определяемый формулой
NFG – число циклов нагружений до перелома кривой усталости, принимаемое для стальных зубьев
NFE – эквивалентное число циклов
eF– коэффициент эквивалентности при расчете на изгиб.
4.9 Рабочее напряжение изгиба
YF – коэффициент формы зубьев, m – модуль.
KF – коэффициент нагрузки, YE – коэффициент, учитывающий перекрытие
Ft – окружная сила, зубьев.
b – ширина колеса,
YB – коэффициент наклона угла зубьев.
При коэффициенте смещения равным нулю YF находится по следующей формуле