Конструктивные особенности и вычерчивание редуктора, страница 3

                     (4.21)

                    (4.22)

4.2.4 Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса:

                                                     (4.23)

                                                   (4.24)

4.2.5 Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

                                                         (4.25)

4.2.6 Определяем окружную скорость колес и степень точности передачи:

                                                       (4.26)

При данной скорости и повышенной твердости принимаем 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81 ([2], с.32)

4.3 Общие размеры для шестерни и колеса первой ступени

4.3.1 Вычисляем межосевое расстояние из условия контактной

выносливости ([2], с. 32, ф. 3.7):

                             (4.27)

где К_а = 43,0 (для косозубых и шевронных передач);

U₁– передаточное число первой ступени, U₁ = 4,455;

    К_Нb– коэффициент нагрузки для нессиметричного расположения зубчатых колес относительно опор при повышенной твердости зубьев примем К_Нb = 1,10 ([2], табл. 3.1, с. 32);

y_ba– коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию,
y_ba = 0,4

Основываясь на ([1], табл. 3 с. 143)  а_w1 = 90 мм.

4.3.2 Определяем номинальный модуль зацепления:

                                          (4.28)

Основываясь на ([1], табл. 3 с. 143)принимаем т_п1 = 3,0 мм.

4.3.3 Определим числа зубьев шестерни и колеса первой ступени. Для этого предварительно примем угол наклона зубьев b₁ = 10⁰

                                               (4.29)

Принимаем z₁ = 11.

z₂ = z₁×U₁ = 11 × 4,455= 49.

Принимаем z₂ = 48.

4.3.4 Уточняем значение угла наклона зубьев:

                                           (4.30)

Основываясь на ([1], с. 22) b₃ = 8⁰6'34''.

4.4 Основные размеры шестерни и колеса первой ступени

4.4.1 Определяем делительные диаметры шестерни и колеса:

                                                  (4.31)

                                                  (4.32)

4.4.2 Выполняем проверку правильности нахождения межосевого расстояния:

                                                    (4.33)

Межосевое расстояние определено правильно.

4.4.3 Определяем диаметры вершин зубьев:

                    (4.34)

                   (4.35)

4.4.4 Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса:

                                                     (4.36)

                                                   (4.37)

4.4.5 Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

                                                        (4.38)

4.4.6 Определяем окружную скорость колес и степень точности передачи:

                                                       (4.39)

При данной скорости и повышенной твердости принимаем 8-ю степень точности

4.5 Выполняем проверочный расчет шестерни и колеса третьей ступени

4.5.1 Проверяем контактные напряжения для 3-й ступени:

                                    (4.40)

где К_Н – коэффициент нагрузки

                            К_Н =К_Нb×К_Нa×К_Нu                   (4.41)

где К_Нb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, при y_bd = 1,275 и передаче с нессиметричным расположением колес по отношению к опорам К_Нb = 1,155 ([2], табл. 3.5, с. 39);

    К_Нa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косозубых передач с 8-ой степенью точности и окружной скоростью 0,12 м/с К_Нa = 1,08 ([2], табл. 3.4, с. 39);

    К_Нu - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для косозубых передач при окружной скорости 0,06 м/с и повышенной твердости К_Нu = 1,0 ([2], табл. 3.6, с. 40)

К_Н = 1,155 × 1,08 × 1,0 = 1,245

Проверяем отклонение от допустимого значения [s_Н ]

, что удовлетворяет условию

4.5.2 Определяем силы в зацеплении:

Окружная сила

                                                     (4.42)

Радиальная сила

                                                  (4.43)

Осевая сила

                                                    (4.44)

4.5.3 Выполняем проверку зубьев на выносливость по напряжениям изгиба ([2], с. 46, ф. 3.25):

                                    (4.45)

где К_F - коэффициент нагрузки;

Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба;

Y_b - коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми;

    К_Fa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

4.5.3.1 Определяем коэффициент нагрузки:

                                                    (4.46)

где К_Fb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (коэффициент концентрации нагрузки), при y_bd = 1,29 и передаче с несимметричным расположением колес по отношению к опорам К_Fb = 1,53 ([2], табл. 3.7, с. 43);

K_Fu - коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности), для косозубых передач с 8-ой степенью точности, при окружной скорости 0,06 м/с и повышенной твердости К_Fu = 1,06 ([2], табл. 3.4, с. 39)

4.5.3.2 Коэффициент Y_F зависит от эквивалентных чисел зубьев z_u5 и z_u6 :

Для шестерни

                                                   (4.47)

Для колеса

                                                   (4.48)

При этом Y_F5 = 4,29 и Y_F6 = 3,67 ([2], с. 42).

4.5.3.3 Определяем допускаемое напряжение

                                                     (4.49)

где s⁰_{F lim b}– предел выносливости при от нулевом цикле изгиба, соответствующего базовому числу циклов, для колеса из стали 30ХГС при закалке s⁰_{F lim b6} = 756 МПа, а для шестерни из стали 30ХГС при закалке s⁰_{F lim b5} = 810 Мпа([2] табл.3.9 с.44);

    [S_F ] – коэффициент безопасности

Определяем коэффициент безопасности:

                                                (4.50)

где [S_F ]' – коэффициент, учитывающий нестабильность материала зубчатых колес, [S_F ]' = 1,75([2], табл. 3.4, с. 39);