Расчет редуктора прямозубого (стр. 2 из 6)

, (5)

Поэтому принимаем HB₁ = 210; HB₂ = 180.

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Определяем предел контактной выносливости при базовом числе циклов перемены напряжений для шестерни и колеса

; (6)

Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

, (7)

где K_НL – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима работы; при длительном сроке службы и постоянном режиме работы K_НL = 1;

S_Н – коэффициент безопасности; для нормализованных или улучшенных колес S_Н = 1,1;

Для прямозубых передач из нормализованных или улучшенных сталей за расчетное допускаемое контактное напряжение принимается меньшее из напряжений, определенных по материалу шестерни [σ_H1], и колеса [σ_H2].

Принимаем

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Определяем предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений для шестерни и колеса

; (8)

Определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса

(9)

где K_FL – коэффициент долговечности, при длительном сроке службы и постоянном режиме работы K_FL = 1;

S_F – коэффициент безопасности; определяется как произведение двух коэффициентов:

(10)

где

– коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес при вероятности неразрушения 99%; для нормализованных и улучшенных колес = 1,75;

– коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса: для поковок и штамповок ; для литых заготовок ;

2.4 Проектировочный расчет на контактную выносливость

Определяем межосевое расстояние передачи, мм

, (11)

где K_a – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач K_a = 49,5 МПа^1/3;

ψ_ba – коэффициент ширины венца колеса, принимаем ψ_ba = 0,25;

u_ред – передаточное число зубчатой передачи редуктора, u_ред = 4;

Т₂ – вращающий момент на валу колеса, Т₂ = 69,1 Н∙м;

[σ_H] – допускаемые контактные напряжения, [σ_H] = 390,9 МПа;

K_Нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес K_Нβ = 1;

принимаем a_w = 120 мм.

По эмпирическому соотношению определяем модуль зацепления, мм

(12)

принимаем m = 2 мм.

Определяем числа зубьев шестерни и колеса

(13)

принимаем z₁ = 24; z₂ = 96.

Определяем фактическое передаточное число зубчатой передачи

; (14)

Определяем расхождение с ранее принятым передаточным числом

Определяем делительные диаметры колес, мм

(15)

Уточняем межосевое расстояние

(16)

Определяем рабочую ширину венца колеса

; (17)

принимаем b₂ = 30 мм.

Определяем ширину венца шестерни

; (18)

;

принимаем b₁ = 34 мм.

Определяем диаметры вершин зубьев для шестерни и колеса, мм

(19)

Определяем диаметры впадин зубьев для шестерни и колеса, мм

(20)

Определяем окружную скорость колес, м/с

. (21)

В зависимости от полученного значения окружной скорости назначаем 8-ю степень точности передачи.

2.5 Проверочный расчет на контактную выносливость

Для обеспечения контактной выносливости должно выполняться условие

, (22)

где K_Hα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых передач K_Hα = 1;

K_Нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес K_Нβ = 1;

K_Hυ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, принимаем K_Hυ = 1,113;

Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямозубых передач Z_H = 1,76;

Z_М – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, для стальных колес Z_М = 275 МПа^1/2;

Z_ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых передач определяется по формуле:

, (23)