Расчет быстроходной ступени.

Определяем межосевое расстояние по формуле, мм:

(3.1.1)

где К_a = 430 – обобщенный коэффициент для расчета межосевого расстояния МПа^1/3;

u_БС – передаточное число быстроходной ступени;

Т₂ – расчетный момент вращения на промежуточном валу, Нм;

y_ba – коэффициент ширины венца зубчатых колес; y_ba = 0, 4.

К_{Hβ БС} – коэффициент неравномерности нагрузки (рис. 3.1);

[s_НР] – расчетное допускаемое напряжение, МПа, (форм. 2.5)

(3.1.2)

Полученное значение округляем до ближайшего большего значения по ГОСТ 1643–81 (табл. 3.1). мм

Определяем рабочую ширину колеса и шестерни, мм:

(3.1.3)

(3.1.4)

Полученные значения округляем до целых чисел согласно стандартного ряда.

Выбор нормального модуля зацепления, мм:

(3.1.5)

Принимаем стандартное значение модуля по табл. 3.2. мм

Расчет угла наклона зубьев.

Угол наклона зубьев принимают для косозубых колес от 8 до 20°. Угол β _БС принимают таким, чтобы суммарная длина контактных линий в работающей передаче оставалась постоянной. Это возможно, если осевой коэффициент перекрытия целое число (e_b = 1, 2, 3).

(3.1.6)

Откуда (3.1.7)

Находим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

(3.1.8)

Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа .

Уточняем угол β _БС:

(3.1.9)

Находим число зубьев шестерни и колеса, мм:

(3.1.10)

(3.1.11)

Уточняем значение передаточного числа:

(3.1.12)

(3.1.13)

Расчет начальных диаметров зубчатыхколес.

Начальный диаметр шестерни, мм:

(3.1.14)

Окружная скорость шестерни, м/с:

(3.1.15)

По окружной скорости принимаем степень точности изготовления передачи – 8 (табл. 3.3).

3.1.1. Проверочный расчет зубчатых колес на контактную прочность.

Расчетные контактные напряжения для зубчатых цилиндрических передач (ГОСТ 21354–75) в полюсе зацепления вычисляются по следующей формуле:

(3.1.16)

где Z_M = 275 – коэффициент, который учитывает механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес (сталь–сталь);

Z_Н – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

Z_e – коэффициент, который учитывает суммарную длину контактных линий;

ω _Ht – удельная расчетная окружная сила, Н/мм;

– начальный диаметр быстроходной шестерни, мм.

Определение коэффициента Z_e:

(3.1.17)

где К_e – коэффициент, который определяет минимальное значение суммарной длины контактных линий в зацеплении; для косозубых передач

К_e = (0, 9...1, 0).

e_a – коэффициент торцевого перекрытия.

Для передач без смещения:

(3.1.18)

Определение удельной расчетной окружной силы, Н/мм:

(3.1.19)

где – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями при расчете на контактную прочность активных поверхностей зубьев (табл. 3.4);

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете на контактную прочность активных поверхностей зубьев (рис.3.1);

– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, при расчете зубьев на контактную прочность.

Окружная сила, Н: (3.1.20)

где Т₁ – момент вращения быстроходной шестерни, Нм;

– начальный диаметр быстроходной шестерни, м.

Коэффициент определяется по формуле:

(3.1.21)

(3.1.22)

где δ _H – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи на модификацию профиля головок зубьев (табл. 3.5);

g_o – коэффициент, учитывающий влияние разницы шагов зацепления шестерни и колеса (табл. 3.6).

3.1.2. Проверочный расчет зубчатых колес на изгибную прочность:

Расчетные напряжения изгиба зубьев, МПа:

(3.1.23)

где [s_F] – допустимое напряжение при расчете на изгибную прочность, МПа;

У_F – коэффициент, учитывающий форму зуба;

У_e – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

У_β – коэффициент, учитывающий наклон зубьев;

w_Ft – удельная расчетная окружная сила Н/мм;

– нормальный модуль зацепления, мм.

Для косозубого зацепления принимают эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:

(3.1.24)

Y_F1 = 3, 9 Y_F2 = 3, 6

Коэффициент Y_b, учитывающий угол наклона зубьев:

(3.1.25)

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

(3.1.26)

Удельная расчетная окружная сила, Н/мм:

(3.1.27)

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

(3.1.28)

где – степень точности передачи.

Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (рис. 3.1).

Коэффициент K_Fv, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

(3.1.29)

(3.1.30)

Найдем и сравним соотношения:

и (3.1.31)

Дальнейший расчет зубьев на изгибную прочность проводим по меньшему из двух найденных значений.

3.1.3. Расчет зубчатых колес при работе з перегрузками.

При действии наибольшей кратковременной нагрузки Т_1max (возможно даже одноразовой) проверка передачи на перегруз выполняется по формуле:

(3.1.32)

где σ _H – контактные напряжения, действующие в передаче, МПа;

– кратковременная перегрузка в передаче.

Для зубчатых колес, подвергнутых улучшению, нормализации:

(3.1.33)

где σ _T – предел текучести материала, МПа.

Максимальные напряжения изгиба, МПа:

(3.1.34)

где σ _F – изгибающие напряжения, действующие в передаче, МПа;

– кратковременно действующая перегрузка передачи;

– граничные допустимые напряжения изгиба, МПа.

Граничные допустимые напряжения изгиба, МПа:

(3.1.35)

где σ _T – предел текучести материала, МПа.