Расчет редуктора с раздвоенной быстроходной ступенью

     Принимаем 30мм.

     Внешний делительный диаметр шестерни

     

.

     Средний делительный диаметр шестерни

     

.

     Определим внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):

                       .

     Средний окружной модуль равен:

     

.

     Находим коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:

     

.

     Средняя окружная скорость колес равна:

     

.

     Для конической передачи назначаем 7-ю степень  точности. 

2.4. Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям 

     Проверочный расчет передачи на контактную выносливость выполним по формуле:

     

< ,

     где  – внешнее конусное расстояние;

      - вращающий момент конического колеса быстроходной ступени;

     U= 3,16 – передаточное число цилиндрической передачи;

            - длина зуба.

           Коэффициент нагрузки находим по формуле:

     

.

           Значения  даны в [1,стр.39], при 0,55 , твердости НВ 350 и консольном расположении колес относительно опор 1,27.

           По [1,стр.39] для прямозубых колес 1. По [1,стр.40] для прямозубых колес при v 5 м/с имеем =1,05.

     Таким образом, .

     Условие выполняется, передача пригодна.

     Силы в зацеплении:

           окружная - ;

     радиальная для шестерни, равна осевой для колеса-        ;

     осевая  для шестерни, равна радиальной для колеса-        . 
 

           2.5. Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям изгиба 

     Проверяем зубья на выносливость по напряжениям  изгиба по формуле: 

     

.

           Здесь коэффициент  нагрузки . По [1,стр.43] при 0,55 , твердости НВ 350, консольном расположении зубчатых колес относительно опор, валах на роликовых подшипниках значение =1,38. По [1,стр.43] при твердости НВ 350 , скорости v=4 м/с и 7-й степени точности =1,45. 

     Таким образом, коэффициент  .

       Для зубчатых колес, выполненных без смещения и зависящих от числа зубьев, коэффициент принимаем по ГОСТ 21354-75:

     для шестерни   ;

     для колеса   ;

     при этом   и      [1,стр.42].

           Допускаемое напряжение находим по формуле:

     

.

           Для стали 40Х улучшенной при твердости НВ 350 [1,стр.44].

           Для шестерни ; для колеса . - коэффициент безопасности, где ; (для поковок и штамповок). Следовательно, .

           Допускаемые напряжения:

           для шестерни -  ;

           для колеса -  .

           Находим отношения  :

           для шестерни - ;

           для колеса - .

           Дальнейший расчет будем вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

     Проверяем прочность зуба шестерни по формуле:

     

.

     

           Условие выполняется. Передача пригодна. 

     3. Расчет тихоходной ступени (цилиндрическая косозубая передача) редуктора 

     3.1. Выбор машиностроительных материалов 

     Для изготовления колес цилиндрической косозубой передачи принимаем:

     - шестерня – сталь 40Х, термическая обработка – улучшение, твердость НВ₁ =270, диаметр заготовки до 120мм, предел прочности - ; предел текучести - ;

     - колесо – сталь 40Х, термическая обработка – улучшение, твердость     

     НВ₂ =245, диаметр заготовки св. 160мм, предел прочности - ; предел текучести - .  
 
 
 

3.2. Расчет допустимых напряжений на контактную выносливость 

       Допускаемое напряжение на контактную  выносливость определим по формуле:

     

 

           где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов перемен напряжений;

           К_HL-коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимаем К_HL=1;

     [S_H]=1.15 - коэффициент безопасности.

           По [1,стр.32] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением):

     

.

     Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение рассчитаем по формуле:

     

.

     Допускаемое контактное напряжение рассчитаем по формуле:

                   для шестерен: ;

                   для колес:  .

           Тогда расчетное  допускаемое напряжение:

     

. 
 
 
 

3.3. Расчет межосевого расстояния 

     Определим межосевое расстояние цилиндрической косозубой передачи по формуле:

     

, 

     где К_а=43 – коэффициент межосевого расстояния для косозубых колес [1,с.32];

      - вращающий момент цилиндрического колеса;

     U=3,15 – передаточное число цилиндрической передачи;

            - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца, при несимметричном расположении колес [1,с.32,т.3.1];

            - коэффициент ширины зубчатого венца по ГОСТ2185-66; 

            - расчетное допускаемое напряжение  на контактную выносливость цилиндрических косозубых колес.

           По ГОСТ 2185-66 принимаем  . 

3.4. Расчет геометрических параметров передачи 

     Определим нормальный модуль зацепления:

      .

           По ГОСТ 2185-66 принимаем  .

           Так как передача косозубая примем угол наклона линии зуба .

     Определим суммарное число зубьев:

     

. 

     Число зубьев цилиндрической шестерни:

     

.

           Принимаем =  22.

     Тогда число зубьев колеса:

     

.

           Принимаем =  70.                                                                                             

           Фактическое передаточное число:

     

.

     Отклонение: , что является удовлетворительным.                   

           Уточненное значение угла наклона зубьев находим по формуле:

     

;

     

.

       Окружной модуль зацепления:

     

.

           Основные размеры шестерни и колеса.

           Диаметры делительные:

                 шестерни - ;

                      колеса - .

           Проверка: .

     Расхождение составляет 0%, что является удовлетворительным.

           Диаметр выступов:

      шестерни - ;

                 колеса - .

     Диаметр впадин:

                 шестерни - ;

                 колеса - .

           Ширина колеса: .

           Ширина шестерни: .

           Окружная скорость колес:

     

.

           При такой скорости для косозубых колес следует  принять n=8 степень точности [1,стр.32]. 

3.5. Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям 

     Проверочный расчет передачи на контактную выносливость выполним по формуле:

     

<

     где  – межосевое расстояние;

       – вращающий момент цилиндрического колеса;

       – фактическое передаточное число цилиндрической передачи;

             – рабочая ширина венца колеса.

           Коэффициент нагрузки:

     

.

     Определяем  коэффициент ширины шестерни по диаметру:

     

.

           Значения  даны в [1,стр.39], при 0,83 , твердости НВ 350 и несимметричном расположении колес относительно опор 1,08.

     По [1,стр.32] при ν=5,09 м/с и 8-й степени точности 1,13. По [1,стр.40] для косозубых колес при v 5 м/с имеем =1,01. Таким образом

     Условие выполняется, передача пригодна.

           Силы в зацеплении:

              окружная - ;

        радиальная -  ;

              осевая -  . 

3.6. Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям изгиба 

     Проверяем зубья на выносливость по напряжениям  изгиба по формуле: