Материал: 09-05_ПЗ.docx_105d1f632a5093e614074350146d60ca_(1).docx_177d9d2e66cf5ce6180d8de6fc4cef84

Так как N_НE2>N_Нlim2, тогда

.

Предварительная величина допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на сопротивление контактной усталости:

(2.17)

МПа;

МПа;

В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения [σ_н] при расчете косозубой цилиндрической передачи на контактную усталость принимается минимальное напряжение из [σ_н]₁ и [σ_н]_2.

В нашем примере [σ_н]= [σ_н]₁=425 МПа.

При этом необходимо выполнения условия:

, где минимальное значение из И .

Тогда МПа;

При этом: , МПа – условие не выполняется, тогда к качестве расчётной величины [σ_н] = [σ_н]₁=406 МПа.

2.3. Проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи

3. Определение межосевого расстоянии. По табл. 1П.11 приложения 1П выберем коэффициент ψ_ba. В данной таблице в зависимости от расположения зубчатых колес относительно опор и твердости рабочих поверхностей зубьев указывается диапазон рекомендуемых значений ψ_ba. В указанном диапазоне ψ_ba рекомендуется принимать из ряда стандартных чисел: 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4 и 0,5. Данных рекомендаций допускается не придерживаться при проектировании нестандартных редукторов.

В нашем примере шестерня рассчитываемой ступени расположена симметрично относительно опор, а колесо - симметрично (см. схему привода). По табл. 1П.11 приложения 1П при HB₁<350 и HB₂<350 принимаем из диапазона ψ_ba = 0,3...0,5 расчетное значение ψ_ba =0,3 и значение ψ_bdmax=1,4.

Тогда коэффициент ψ_ba (предварительно):

По табл. 1П.12 приложения 1П при НВ₁<350 и НВ2 <350 для кривой IV (редуктор соосный) принимаем коэффициент К_Hβ = 1.

Приняв для косозубой цилиндрической передачи вспомогательный коэффициент К_α= 430, определим предварительно межосевое расстояние а'_w :

(2.18)

мм.

По табл. 1П. 13 приложения 1П принимаем ближайшее стандартное значение а_w = 120мм.

4. Определение модуля передачи.

мм

По табл. 1П.14 приложения 1П для полученного диапазона модулей пользуемся стандартными значениями 1-го ряда являются m= 1,25, 1,5, 2 мм.

Примем m =2 мм.

5. Определение угла наклона зубьев, а также чисел зубьев шестерни и колеса.

Угол наклона в косозубой передаче составляет сел . При этом угол наклона должен быть выбран таким, чтобы был обеспечен коэффициент осевого перекрытия , т. е.:

(2.19)

Рассчитаем ширину венца:

Для косозубой нераздвоенной ступени примем коэффициент .

Тогда: , .

Угол находится в рекомендуемом диапазоне от 8…22 для нераздвоенных косозубых ступеней.

Число зубьев шестерни:

Принимаем z=23.

При этом, с целью исключения подрезания зубьев шестерни должно выполнятся условие: .

Число зубьев колеса: .

Уточняем окончательно значение угла:

,

6. Определение фактического передаточного числа ступени.

(2.20)

Отклонение U_ф от U:

.

7. Определение основных размеров шестерни и колеса. Диаметры делительные:

_(2.21)

мм;

мм;

Проверка:

мм.

Примем коэффициент высоты головки зуба h_a* = 1 и коэффициент радиального зазора с*= 0,25. Тогда, диаметры окружностей вершин d_a и впадин d_f зубьев при высотной модификации:

мм;

мм;

мм;

мм.

Ширина венца колеса

мм, см. п. 5.

Ширина венца шестерни

мм.

2.4. Определение силовых параметров зацепления

Определение сил, действующих в косозубом зацеплении. Окружная сила F_t на делительном цилиндре

(2.24)

Н

При этом для шестерни и колеса:

Н.

Радиальная сила F_r:

_(2.25)

Н.

Осевая сила F_а:

_(2.25)

Н.

2.5. Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи

11. Определение степени точности передачи. Окружная скорость υ (м/с)

шестерни или колеса в полюсе зацепления одинакова и может быть определена:

_(2.22)

м/с.

По табл. 1П.15 приложения 1П, исходя из υ =3,6 м/с для косозубых цилиндрических передач выбираем 8-ю степень точности, при которой допускается окружная скорость зубчатых колес до 4 м/с.

10.

12.Определение коэффициента нагрузки К_н. При расчете на сопротивление контактной усталости

Коэффициент К_На = 1 -для косозубых передач.

Коэффициент K_Hβ уточняем по той же кривой IV при HB₁<350 и HB₂<350 (см. табл. 1П.12 приложения 1П), что и при предварительном расчете в п.3, в зависимости от уточненной в п.7 величины ψ_bd=0,98. При этом коэффициент K_нβ практически не изменился: K_Hβ=1,05.

По табл. 1П.17 приложения 1П коэффициент δ_Н=0,06 при HB₁<350 и HB₂<350 .

По табл. 1П.18 приложения 1П коэффициент g₀= 5,6 (при m=2 мм и 8-й степени точности).

Тогда динамическая добавка

(2.26)

Коэффициент K_HV:

.

Окончательно

.

13. Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости. Для стальных зубчатых колес коэффициент Z_H, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубьев: Z_Е =190 МПа^1/2.

Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости. Для стальных зубчатых колес коэффициент Z_H, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубьев: Z_Е =190 МПа^1/2.

Коэффициент Z_Н, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацеплений.

Коэффициент ZH для косозубой передачи без смещения:

Где - делительный угол профиля в торцевом сечении:

- основной угол наклона зубьев

,

,

Коэффициент я косозубых передач определяют в зависимости от от коэффициента осевого перекрытия .

Коэффициент торцового перекрытия зубьев для косозубой передачи при­ближенно можно определить по формуле

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для косозубой передачи, так как , то: .

Расчетное значение контактного напряжения

МПа

Где b_w = b =36 мм.

Сопротивление контактной усталости обеспечивается, так как выполняется условие: σ_н=329 МПа < [σ_н]=406 МПа.

14. Определение допускаемого напряжения изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе. По табл. 1П.9 приложения 1П принимаем: