2.2.10 Окружная скорость колес.
м/с
Степень точности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.
2.2.11 Коэффициент нагрузки.
По таблице 3.5 [1] при ψbd = 1,29, твердости НВ< 350 и несимметричном рас-положении колес коэффициент КНβ = 1,17.
По таблице 3.4 [1] при ν = 4,1 м/с и 8-й степени точности коэффициент КНα=1,07.
По таблице 3.6 [1] для косозубых колес при скорости менее 5 м/с коэф-фициент КНυ = 1.
= 1,17 * 1,07 * 1 = 1,252
2.2.12 Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1].
, МПа
где: аw – межосевое расстояние, мм;
Т2 – крутящий момент второго вала, Нмм;
КН – коэффициент нагрузки;
u1 - передаточное отношение первой ступени;
b2 – ширина колеса, мм;
Условие прочности выполнено.
2.2.13 Силы, действующие в зацеплении.
В зацеплении действуют три силы:
- Окружная
, Н
где: Т1 – крутящий момент ведущего вала, Нмм;
d1 –делительный диаметр шестерни, мм;
- Радиальная
где: α – угол зацепления, °;
β – угол наклона зуба, °;
- Осевая
Fa = Ft * tg β, Н
Fa = Ft * tg β = 2457,8 * 0,3057 = 751,4 Н
2.2.14 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
( см. формулу 3.25 [1] ).
где: Ft – окружная сила, Н;
Коэффициент нагрузки КF = KFβ * KFν ( см. стр. 42 [1])
По таблице 3.7 [1] при ψbd = 1,34, твердости НВ ‹ 350 и несимметричном рас-положении зубчатых колес относительно опор коэффициент КFβ = 1.36.
По таблице 3.8 [1] для косозубых колес 8-й степени точности и скорости 4,1 м/с коэффициент КFυ = 1,1.
Таким образом, КF = 1,36 * 1,1 = 1,496.
Коэффициент, учитывающий форму зуба, YF зависит от эквивалентного числа зубьев zυ
- У шестерни
- У колеса
Коэффициент YF1 = 3,85 и YF2 = 3,6 (см. стр. 42 [1] ).
Определяем коэффициенты Yβ и КFα .
,
где средние значения коэффициента торцевого перекрытия εα = 1,5; степень точности n = 8.
Допускаемые напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле 3.24 [1]:
По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнуле-вом цикле изгиба = 1,8 НВ.
Для шестерни = 1,8 * 230 = 414 МПа
Для колеса = 1,8 * 200 = 360 МПа
Коэффициент безопасности
По таблице 3.9 [1] [SF]’ = 1.75 для стали 45 улучшенной; [SF]” = 1 для поковок и штамповок.
Допускаемые напряжения:
Для шестерни
Для колеса
Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем отношения:
Проверку на изгиб проводим для колеса:
2.3 Расчет тихоходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора.
2.3.1 Межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1])
, мм
где: Ка = 43;
u3 – передаточное отношение на выходе;
Т3 – крутящий момент на выходе;
КНβ=1.25
ψba = 0,25 0,40.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 аw = 200 мм (см. с.36 [1]).
2.3.2 Нормальный модуль.
mn = (0,010,02)*аw = (0,010,02)*200 = 24 мм
Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn = 3 мм
Предварительно примем угол наклона зубьев β=10°.
2.3.3 Число зубьев шестерни (формула 3.12 [1] )
2.3.4 Число зубьев колеса
Z4 = z3 * u2 = 32*3,05=97,6
2.3.5 Уточняем значение угла наклона зубьев.
β = 12,83°=12o50/
2.3.6 Диаметры делительные.
Для шестерни:
Для колеса:
Проверка:
2.3.7 Диаметры вершин зубьев.
Для шестерни: da3 =d3+2mn =98,5 + 2*3 = 104,5 мм
Для колеса: da4 =d4+2mn = 301,5 + 2*3 = 307.5 мм
2.3.8 Ширина зуба.
Для колеса: b4 = ψba aw = 0,4 * 200 = 80 мм
Для шестерни: b3 = b4 + 5 = 80 + 5 = 85 мм
2.3.10 Окружная скорость колес.
, м/с
2.3.11 Коэффициент нагрузки.
По таблице 3.5 [1] при ψbd = 0,93, твердости НВ< 350 и несимметричном рас-положении колес коэффициент КНβ = 1,1.
По таблице 3.4 [1] при ν = 1,5 м/с и 8-й степени точности коэффициент КНα=1,06.
По таблице 3.6 [1] для косозубых колес при скорости более 1,5 м/с коэффициент КНυ = 1.
= 1,1 * 1,06 * 1 = 1,15
2.3.12 Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1].
Условие прочности выполнено
2.3.13 Силы, действующие в зацеплении.
Fa = Ft * tg β=6117,8*0.228=1394,9 Н
По таблице 3.7 [1] при ψbd = 0,863, твердости НВ ‹ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент КFβ = 1.2.
По таблице 3.8 [1] для косозубых колес 8-й степени точности и скорости 1,5м/с коэффициент КFυ = 1,1.
Таким образом, КF = 1,2 * 1,1 = 1,32.
У шестерни
У колеса
Коэффициент YF1 = 3,62 и YF2 = 3,6 (см. стр. 42 [1] ).
где средние значения коэффициента торцевого перекрытия εα = 1,5; тепень точности n = 8.
Проверку на изгиб проводим для колеса
3. Предварительный расчет валов редуктора.
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении Н/мм2.
, мм [1]
где: Т-крутящий момент, Нмм;
- допускаемое напряжение, Н/мм2;
мм
Так как вал редуктора соединен с валом двигателя муфтой, то необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dв1. Муфты УВП могут соединять валы с соотношением dв1:dдв0,75, но полумуфты должны при этом иметь одинаковые наружные диаметры. У подобранного электродвигателя dдв=32 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21425-93 с расточками полумуфт под dдв=32 мм и dв1=25 мм.
Примем под подшипник dп1=30 мм.
Шестерню выполним за одно целое с валом.
3.2 Промежуточный вал:
Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.
Диаметр под подшипник при допускаемом напряжении Н/мм2.
Примем диаметр под подшипник dП2=30 мм.
Диаметр под зубчатым колесом dзк=35 мм.
Шестерню выполним за одно с валом.
3.3 Выходной вал:
Выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточкой полумуфт под dв3=46мм.
Страницы: 1, 2, 3, 4
