Расчет тихоходной ступени

Вначале рассчитываем вторую прямозубую пару, как более нагруженную и в основном определяющую габариты редуктора. Предварительный расчет выпол­ним по формуле:

(17)

где U_T- передаточное отношение второй ступени, U_T=4.8;

Е_пр- приведенный модуль упругости;

-коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния;

Т₂- крутящий момент на ведомом валу;

- коэффициент ширины шестерни относительно контактных напряже­ний.

Условимся обозначать здесь и далее предварительно выбранные или рассчи­танные параметры дополнительным индексом – штрихом.

По рекомендации [4], согласно таблице 8.4 принимаем При этом по формуле:

(18)

где - коэффициент ширины шестерни относительно диаметра.

;

и по графику рисунка 8.15 [4] находим

Далее по формуле 8.3 [4] находим Е_пр=2.1 10⁵ Мпа. Ранее было найдено = 500 Мпа и Т₄=316, 74 Н м.

В результате получаем:

Округляя по ряду Rа 40, принимаем а₂=130 мм.

Находим b_w - ширину колеса второй ступени:

(19)

По таблице 8.5 [4] принимаем и находим модуль по формуле:

(20)

По таблице 8.1 [4] назначаем m=2 мм.

Суммарное число зубьев:

(21)

Число зубьев шестерни:

(22)

Принимаем z₁ =28.

Число зубьев колеса:

Z₂ = - z₁ = 130 – 24 =106;

Фактическое передаточное число:

U_ц = (23)

При этом

Делительные диаметры шестерни и колеса:

d₁ = z₁ m = = 48 мм; (24)

d₂ = z₂ m = = 212 мм. (25)

Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям:

(26)

Предварительно определяем

(27)

Окружная скорость:

(28)

По таблице 8.2 [4] назначаем девятую степень точности. По таблице 8.3 [4] K_HV=1.15. Ранее было найдено . При этом .

По формуле (26), учитывая, что , находим:

Процент расхождения:

%

Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба

(29)

где Y_F – коэффициент формы зуба;

K_F – коэффициент расчетной нагрузки.

По графику рисунок 8.20 [4] при х=0 находим для шестерни Y_F1 =3.95; для ко­леса Y_F2 = 3.75. Расчет выполняем по тому из колес пары, у которого меньше отношение

В нашем случае:

Расчет выполняем по колесу.

По графику (рисунок 8.15 [4]) =1.15. По таблице 8.3 [4] = 1.11. При этом .

Далее определяем:

(30)

По формуле (29):

Отмечаем, что для данной пары колес основным критерием работоспособно­сти является контактная, а не изгибная прочность.

Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку по формуле 8.72 [4]:

По формуле 8.73 [4]:

Условия прочности соблюдаются.