Редуктор двухступенчатый соосный (стр. 2 из 6)

Тогда:

МПа

Так как

МПа (табл. 2.6, [1]), то условие < выполняется.

Определение коэффициента нагрузки

По рекомендациям стр. 21 и 24 ([1]) принимаем для 7–9 степени точности зубчатых колес и соосной схемы редуктора:

– коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

= 1,75;

– коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость

= 1,8.

Проектирование зубчатой передачи

1) Определение предварительного значения межосевого расстояния производим по формуле:

, мм

Здесь: Т₂ – номинальный вращающий момент на валу колеса, Н×м;

U – передаточное число;

К_Н – коэффициент расчета на контактную выносливость;

y_ba – коэффициент ширины зубчатых колес передачи, y_ba = 0,4 (см. табл. 2.9 с. 18, [1]);

– допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость, МПа.

Тогда:

мм

По табл. 3.2 (с. 22, [1]) принимаем а_w = 100 мм.

2) Определение рабочей ширины зубчатых колес.

Рабочая ширина колеса:

мм (в соответствии с ГОСТ 6636–69).

Ширина шестерни: b₁ = b₂ + (2…4) = 40 + 4 = 44 мм. По ГОСТ 6636–69 принимаем b₁ = 45 мм.

3) Определение ориентировочного значения модуля производим по формуле:

m = (0,01…0,02)×а_w = 1,0…2,0 мм.

По табл. 3.3 (с. 22, [1]) принимаем m = 2 мм.

4) Суммарное число зубьев:

5) Число зубьев зубчатых колес:

шестерни

, принимаем z₁ = 22

колеса

= 100 – 22 = 78

6) Определяем фактическое значение передаточного числа:

Ошибка:

% = 1,4% < 4%, что допустимо.

Проверка зубьев на выносливость при изгибе

1) Проверка колеса на выносливость при изгибе производится по формуле:

где Y_F2 – коэффициент, учитывающий форму зуба колеса.

По табл. 3.4 (с. 25, [1]) для несмещенных колес Y_F2 = 3,6.

Тогда:

МПа < МПа

2) Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

где Y_F1 – коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни.

По табл. 3.4 (с. 25, [1]) для несмещенных колес Y_F1 = 3,9.

Тогда:

МПа < МПа

Определение основных параметров зубчатого зацепления

1) Диаметры делительных окружностей:

мм

мм

Проверка:

мм – равенство выполняется.

2) Диаметры окружностей вершин:

мм

мм

3) Диаметры окружностей впадин:

мм

мм

Силы, действующие в зацеплении

1) Окружная сила:

Н

2) Радиальная сила:

Н

2.2 Расчет быстроходной ступени редуктора

Выбор термической обработки заготовок

Для уменьшения сортамента материала, применяемого при изготовлении редуктора, для изготовления зубчатых колес быстроходной ступени редуктора применяем ту же сталь, что и тихоходной ступени редуктора, а именно сталь 12ХН3А с цементацией после улучшения и закалки.

Определение механических свойств материалов зубчатых колес и допускаемых напряжений

1) Средние значения твердостей зубьев:

(см. выше)

2) Предельные характеристики материалов:

s_В = 1000 МПа, s_Т = 800 МПа (см. табл. 2.2, [1]).

3) Допускаемые напряжения для расчета передачи на контактную выносливость:

(см. табл. 2.5, [1]).

В этих формулах:

s_ОН – длительный предел контактной выносливости

МПа (см. табл. 2.6, [1]);

S_Н – коэффициент безопасности, S_Н = 1,2 (см. табл. 2.6, [1]).

Тогда:

МПа.

N_НО – число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости; N_НО = 200×10⁶ (рис. 2.1, [1]);

N_НЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на контактную выносливость:

К_НЕ – коэффициент приведение; при тяжелом режиме работы К_НЕ = 0,5 (табл. 2.4, [1]);

N_S – суммарное число циклов перемены напряжений

где n_i – частота вращения i-го зубчатого колеса.

Для шестерни: N_S1 = 60×21600×490 = 635×10⁶ циклов

Для колеса: N_S2 = 60×21600×122,5 = 158,8×10⁶ циклов

Таким образом,

циклов

циклов

Так как N_НЕ1 > N_НО, то и N_НЕ1 = N_НО = 200×10⁶, и тогда:

МПа

МПа

В качестве

принимаем меньшее из и , т.е. = 1330 МПа.

МПа.

Условие

< выполняется.

4) Допускаемое напряжение для расчета передачи на изгибную выносливость:

(см. табл. 2.5, [1]).

В этих формулах:

s_ОF – длительный предел изгибной выносливости

МПа (см. табл. 2.6, [1]);

S_F – коэффициент безопасности, S_F = 1,55 (см. табл. 2.6, [1]).

Тогда:

МПа.

N_FЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на изгибную выносливость:

К_FЕ – коэффициент приведение; при тяжелом режиме работы К_FЕ = 0,2 (табл. 2.4, [1]);

Таким образом,

Для шестерни:

циклов

Для колеса:

циклов

Так как N_FЕ1 > 4×10⁶ циклов и N_FЕ2 > 4×10⁶ циклов, то принимаем N_FЕ1 = N_FЕ2 = 4×10⁶ циклов.

Тогда:

МПа

Так как

МПа (табл. 2.6, [1]), то условие < выполняется.

Определение коэффициента нагрузки

1) Определяем коэффициент ширины быстроходной ступени по формуле: