Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора (стр. 3 )

Для колеса: 

  .  (3.23)

Диаметр окружности вершин зубьев:

    (3.24)

  .  (3.25)

Диаметр окружности впадин зубьев:

  (3.26)

Определение ширины зубчатого венца колеса:

  (3.28)

принимается  [2].

Определение ширины зубчатого венца шестерни:

  (3.29)

принимается  [2].

Коэффициент торцевого перекрытия:

    (3.30)

Окружная скорость вращения тихоходной передачи:

м/с.  (3.31)

В зависимости от окружной скорости назначается степень точности: 9 [2].

3.4.6  Определение сил в зацеплении

Окружная сила:

    (3.41) 

Радиальная сила:

  .  (3.42) 

3.5 Проверка зубьев тихоходной передачи на выносливость по контактным напряжениям

Расчетное значение контактного напряжения:

  (3.43)

где: - коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных для сопряженных зубчатых колес;

для стальных колес принимается:

;

- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев: при

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

для прямозубых передач:

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

=1,0  - для прямозубых передач;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

;

-  коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения; =1,03 [2].

Полученные параметры подставляются в формулу (3.43):

  (3.44)

3.6 Проверка зубьев колес тихоходной передачи по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

.  (3.45)

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

,  (3.46)

где: =1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

- для прямозубых передач [2].

- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку;

KFV =1,03 – степень точности  [2].

-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:

  [2].  (3.47)

YF1T = 3,07 при Z1T=25; ;

YF2T= 3,59 при Z2T=95; .

Подставляя полученные параметры в формулу (3.45) и (3.46), получим:

Для шестерни:

  Для колеса:

Учитываются выше вычисленные напряжения и сравниваются:

 

.

На основании этого можно сделать вывод о том, что тихоходная передача удовлетворяет условиям прочности.

3.7  Проектировочный расчет быстроходной передачи

Методика расчета аналогична ранее рассмотренному  проектировочному расчету тихоходной передачи.  Все наименования и формулы определения параметров указаны в п.3.4.

3.7.1  Определение межосевого расстояния

Для двухступенчатого редуктора:

aWБ =

Коэффициент ширины зубчатых колес шba определяется по формуле :

  (3.48)

Коэффициент ширины венца относительно начального диаметра шестерни:

    (3.49)

3.7.2  Назначение модуля быстроходной передачи

Максимальное значение модуля:

    (3.51)

Минимальное значение модуля:

    (3.52)

Подставляя значения в формулу (3.52) получается:

принимаем

3.7.3 Определение чисел зубьев быстроходной передачи

Суммарное число зубьев:

    (3.53)

Полученное значение должно быть целым, что позволяет точно выдержать межосевое расстояние без нарезания зубчатых колёс со смещением.

Число зубьев шестерни:

    (3.54) 

принимается .

Число зубьев колеса:

.  (3.55)

3.7.4 Уточнение передаточного числа

Фактическое передаточное число:

    (3.56)

  Отклонение фактического передаточного числа от номинального не должно превышать 3 %, т. е.:

  .  (3.57)

3.7.5 Определение основных геометрических размеров шестерни и колеса

Межосевое расстояние:

  (3.58)

Делительные и начальные диаметры рассчитываются по формуле:

  (3.59)

  (3.60)

Диаметр окружности вершин зубьев:

  (3.61)

  (3.62)