3.2.4. Определение окружной скорости колес тихоходной ступени
.
При скорости до 5 м/с назначаем 8-ю степень точности.
3.2.5. Проверка контактных напряжений
Назначаем коэффициенты для проверки контактных напряжений:
,
где
-
коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки по ширине венца,
который определяется по таблице 3.5[2].
При твердости
НВ
350 и
=1,28,
=
1,058;
-
коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки между зубьями,
который определяется по таблице 3.4 [2].
=
1,06;
- коэффициент,
учитывающий динамическую нагрузку,
который определяется по таблице 3.6 [2].
=
1,00.
Тогда = 1,058·1,06·1,00 = 1,12.
Условие прочности зубчатой передачи по контактным напряжениям:
.
< 408 Н/мм2,
т.е. условие прочности по контактным напряжениям выполнено.
3.2.6. Определение сил, действующих в зацеплении тихоходной ступени
Окружная
сила
=
;
Радиальная
сила
,
где
=20˚;
Осевая
сила
.
3.2.7. Проверка зубьев тихоходной ступени по напряжению изгиба
Для косозубых колес проверка проводится по формуле:
.
Определяем
коэффициент нагрузки
,
где
-
коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки по длине зубьев;
выбираем по таблице 3.7[2]. При
и
твердости ≤ НВ
350,
=1,154;
-
коэффициент, учитывающий динамическое
действие нагрузки; выбираем по таблице
3.8 [2]. Принимаем при 8-ой степени точности,
твердости ≤ НВ 350 и скорости V
до 3 м/с,
=1,1.
Таким образом, =1,154·1,1=1,27.
Подбор коэффициента формы зуба YF проводится в зависимости от эквивалентных чисел зубьев.
Для шестерни:
=
;
3,98.
Для колеса:
=
;
.
Определение допускаемого напряжения проводим по формуле:
.
По таблице 3.9 [2]
для стали 45 улучшенной предел выносливости
при нулевом цикле
=1,8
НВ.
Для шестерни
=
.
Для колеса
=
.
Коэффициент запаса
прочности
,
где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес; по таблице 3.9 [2] = 1,75;
- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса. Для поковок и штамповок =1,0.
= 1,75·1,0 = 1,75.
Определяем
допускаемые напряжения и отношения
:
Для шестерни:
;
.
Для колеса:
;
.
Найденное отношение меньше для колеса, следовательно, дальнейшую проверку проводим для зубьев колеса. Определяем коэффициент Yβ, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми:
Yβ
=
.
Для средних значений коэффициента торцового перекрытия εα = 1,5 и 8-ой степени точности КFα = 0,75.
=
,
что значительно меньше [σ]F4 = 206Н/мм2.
Следовательно, условие прочности по напряжениям изгиба также выполнено.
3.3. Расчет быстроходной передачи
Допускаемое контактное напряжение для материала колеса такое же, как в тихоходной ступени: [σ]Н = 408Н/мм2.
3.3.1. Определение межосевого расстояния
Из условия соосности аБ = аТ = 250 мм.
3.3.2. Определение нормального модуля
Нормальный модуль для быстроходной ступени в целях увеличения плавности и бесшумности передачи принимают несколько меньше, чем в тихоходной. Принимаем mnБ = 2,5.
3.3.3. Определение основных размеров шестерни и колеса
Принимаем предварительно угол наклона зубьев β = 10˚.
Определяем число зубьев шестерни:
=
.
Тогда число зубьев
колеса:
=
27·6,3 = 170,1. Принимаем z2
= 170.
Проверим межосевое расстояние.
Для косозубых колес со стандартным модулем:
.
Уточняем
;
βБ
= 9˚56’.
Теперь проверяем
расчеты, определив диаметры делительных
окружностей:
;
.
Проверка:
.
Диаметры вершин зубьев:
;
.
Ширина колеса и шестерни:
;
.
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
=
.