Проектирование коническо-цилиндрического редуктора (стр. 5 из 8)

.

; ; ;

.

7) Допускаемое контактное напряжение для колеса

;

;

;

;

;

;

т.к.

,

то

;

; ;

.

8) Допускаемое контактное напряжение передачи ([3] формула 3.41)

.

Проверяем условие ([3] формула 3.42)

,

т.е. условие выполнено, поэтому принимаем допускаемое контактное напряжение передачи

.

9) Допускаемое контактное напряжение при расчёте на действие максимальной нагрузки ([3] с. 80)

для шестерни

;

для колеса

.

4.3.2 Расчёт передачи на контактную выносливость

Начальный диаметр шестерни ([3] таблица 3.13, формула 3.16)

Номинальный крутящий момент на шестерне ([3] формула 3.12)

.

Ориентировочная окружная скорость ([3] формула 3.27)

При данной скорости требуется степень точности зубчатых колёс ([3] таблица 3.33) – 9-я.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([3] рисунок 3.13),

.

Коэффициент ширины зубчатого венца при несимметричном расположении опор ([3] таблица 3.15)

.

Проверяем условие ([3] формула 3.26)

Принимаем ([3] с.71) K=2

угол наклона ([3] с. 60)

;

минимальное число зубьев шестерни ([3] таблица 3.3)

;

расчётное число зубьев шестерни ([3] c. 58)

Соответственно

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ([3] рисунок 3.14,б)

.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку ([3] таблица 3.16)

.

Коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей ([3] формула 3.28/)

.

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых колёс ([3] формула 3.29)

.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий ([3] формула 3.31)

,

где

- коэффициент торцевого перекрытия ([3] формула 3.3)

.

Тогда

Модуль зацепления ([3] формула 3.46)

.

Полученный модуль округляем до стандартного значения ([3] приложение, таблица 9) m=5мм.

По стандартному модулю пересчитываем начальный диаметр

.

4.3.3 Проверочный расчёт передачи на контактную выносливость

Определяем расчётную окружную скорость ([3] формула 3,47) при начальном диаметре шестерни

.

При данной скорости требуемая степень точности передачи – 9-я, что соответствует принятой ранее. Уточняем по скорости

коэффициенты:

([3] таблица 3.16); ([3] рисунок 3.13); ([3] рисунок 3.17).

Уточняем начальный диаметр шестерни ([3] формула 3.48)

.

По уточнённому начальному диаметру

находим модуль зацепления

.

Полученный модуль вновь округляем до стандартного значения

, что совпадает с ранее принятой величиной модуля. Следовательно диаметр начальной окружности шестерни .

Ширина зубчатого венца при

([3] таблица 3.1)

.

Принимаем

.

4.3.4 Проверочный расчёт зубьев на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Расчётное напряжение от максимальной нагрузки ([3] формула 3.60)

,

где действующее напряжение при расчёте на контактную выносливость ([3] таблица 3.13 формула 3.15)

Отклонение действующих контактных напряжений от допустимых составляет

, что допустимо.

.

4.3.5 Проверочный расчёт зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Расчётное напряжение изгиба ([3] таблица 3.13, формула 3.17)

Предварительно определяем величины необходимые для расчёта.

Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса ([3] с. 76)

; .

Коэффициенты, учитывающие форму зуба и шестерни и колеса ([3] рисунок 3.18)

, .

Коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба на его напряжённое состояние ([3] формула 3.50)

.

Расчётная удельная нагрузка ([3] формула 3.25/)

,

где коэффициент, учитывающим распределение нагрузки между зубьями ([3] формула 3.40)

,

где n – порядковый номер степени точности.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ([3] рисунок 3.14,г)

.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку ([3] таблица 3.16)

.

Напряжение изгиба в зубьях шестерни