2.2. Розрахунок швидкохідного ступеня редуктора (косозубої циліндричної передачі)

Оскільки редуктор співвісний, то приймаємо остаточно міжвісеву відстань швидкохідної передачі , опустивши таким чином, низку розрахунків, що були зроблені в п. 3.1.

Модуль зубчастої швидкохідної передачі

де - для косозубих передач;

- коефіцієнт навантаження при згинанні;

Ширина зубчастого колеса швидкохідного ступеня:

(приймаємо з табл. 20, /9/);

Приймаємо

Коефіцієнт навантаження (див. в попередньому

параграфі, а також в табл. 2, /9/);

Колова швидкість ведучої шестірні:

За табл. 5, с. 23, /9/ знаходимо коефіцієнт динамічного навантаження (приймаємо 9-ий ступінь точності)

Коефіцієнти:

(за рис. 2 і заданою схемою передачі);

.

Приймаємо:

Допустиму напругу визначаємо за формулою (10) із /9/, с. 22:

де

- за формулою (11) із /9/, с. 26.

Коефіцієнт довговічності знаходимо за табл. 11 із /9/, с. 21.

(табл. 10, /9/);

(табл. 4, /9/);

.

Приймаємо: ,

(с. 22, /9/);

(с. 22, /9/).

Підставляючи значення величин, одержимо:

Приймаємо модуль швидкохідного ступеня передачі (стандартний) для збільшення стійкості зубців проти спрацювання.

Мінімальний кут нахилу зубців:

Приймаємо:

Сумарне число зубців:

Приймаємо

Уточнюємо кут нахилу :

звідки

Числа зубців шестірні та колеса:

зубців.

; приймемо

Уточнюємо передатне число передачі:

(за нормативами).

Геометричні параметри коліс (табл. 24, /9/):

Перевірковий розрахунок на контактну витривалість за формулою:

Підставивши числові значення, одержимо:

Щоб порівняти знайдену напругу потрібно обчислити допустиму напругу яка має вигляд:

(формула (5), /9/);

де (табл. 3, /9/);

(табл. 3, /9/);

(табл. 4, /9/);

для шестірні:

для колеса:

(режим III – cередній нормальний);

,

Враховуючи, що для обох коліс приймаємо:

(табл. 4, /9/).

Колова швидкість:

Приймаємо 9-ий ступінь точності, а тому

(рис. 5, /9/);

- коефіцієнт запасу міцності (див. с. 10, /9/).

За залежністю (4), с. 9, /9/ визначаємо допустиму напругу

Перевіряємо умову

Приймаємо

Маємо велике недовантаження, яке складає:

а в нормативах

Замінимо термічну обробку матеріалу шестірні з об’ємного гартування на поліпшення до твердості поверхні і серцевини. Тоді середня твердість зубців шестірні Границя плинності залишається без зміни (див. /4/, табл. 2.1, с. 13).

Обчислимо компоненти складових для визначення допустимої напруги

,приймаємо ;

;

Приймаємо:

Недовантаження значне і більше норми.

На цьому припинимо подальші розрахунки, оскільки в редукторах співвісних, як правило, швидкохідний ступінь завжди недовантажений.

Зміна термічної обробки шестірні швидкохідного ступеня призводить до зміни напруги згинання, а тому визначимо допустиму напругу згинання:

де

(формула (11), /9/);

де

(табл. 10, /9/);

, приймаємо .

.

Зубці шестірні та колеса необхідно розрахувати на витривалість при згинанні за формулою

(/9/, с. 21),

де

.

(табл. 7, /9/, с. 26);

(/9/, с. 26);

(рис. 7, с. 27, /9/);

для шестірні:

для колеса:

Як і в попередньому параграфі, проведемо розрахунки витривалості на згинання, обчисливши попередньо відношення:

для шестірні:

для колеса:

Оскільки , то перевірку міцності за напругами згинання можна проводити лише для шестірні, а значення підтверджує правильність розрахунку.

Перевірку міцності зубчастої передачі при дії пікових навантажень

проведемо за залежностями:

де

(/4/, с. 13, табл. 2.1);

(за умовою задачі);

де

(див. /9/, с. 37).

- граничне значення коефіцієнта довговічності;

- коефіцієнт, що враховує відмінність між граничними напругами при ударному одноразовому навантажуванні;

- коефіцієнт запасу міцності.