Этап. Расчет зубчатых колес редуктора

↑

▷ Содержание

⇐ ПредыдущаяСтр 2 из 5Следующая ⇒

Так как взадании нет особых требований в отношении габаритов передами, выбираем материалы со средними механи­ческими характеристиками (см. гл. Ш, табл. 3.3): для шестерни сталь, термическая обработка — улучшение, твердость HB;

для колеса — сталь, термическая обработка — улучшение, но твердость

на 30 единиц ниже — НВ

Допускаемые контактные напряжения

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 гл. Ш для углеродистых сталей с твер­достью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической об­работкой (улучшением)

-коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуа­тации редуктора, принимают ; коэффициент безопасности

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

_;

для шестерни МПа;

для колеса МПа;

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

МПа

Требуемое условие выполнено.

Коэффициент ,несмотряна симметричное расположение колес относительно опор, примем выше реко­мендуемого для этого случая, так как со стороны ременной передачидействуют силы, вызывающие дополнительную дефор­мацию ведущего вала и ухудшающие контакт зубьев. Прини­маем предварительно по табл. 3.1, как в случае несимметричною расположения колес, значение

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца

по межосевому расстоянию

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле

мм,

где для косозубых колес, а передаточное число нашего редуктора

u=

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

мм, (см. с. 36).

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

мм;

принимаем по ГОСТ 9563- (см. с. 36).

Примем предварительно угол наклона зубьев и определим числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем ; тогда

Уточненное значение угла наклона зубьев

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

шестерни мм,

колеса мм.

Проверка: мм;

диаметры вершин зубьев:

мм;

мм;

ширина колеса мм;

ширина шестерни мм;

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи

м/с.

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности (см. с. 32).

Коэффициент нагрузки

Значения даны в табл. 3.5; при , твердости и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведущего вала от натяжения ременной передачи

По табл. 3.4 гл. III при м/с и 8-й степени точ­ности . По табл. 3.6 для косозубых колес при имеем . Таким образом, =

Проверка контактных напряжений по формуле:

= МПа =

Силы, действующие в зацеплении:

окружная H;

радиальная H;

осевая H.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

,

Здесь коэффициент нагрузки . По табл. 3.7 при твердости и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор По табл. 3.8 . Таким образом, коэффициент - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев :

у шестерни

колеса

и (см. с. 42).

Допускаемое напряжение по формуле (3.24)

По табл. 3.9 для стали улучшенной при твердости

Для шестерни МПа

для колеса МПа

- коэффициент безопасности, где (по табл. 3.9), (для поковок и штампо­вок). Следовательно, .

Допускаемые напряжения;

для шестерни МПа

для колеса МПа

Находим отношения

для шестерни МПа

а

для колеса МПа

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты И :

для средних значений коэффициента торцового перекрытия и 8-й степени точности

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

;

МПа МПа

Условие прочности выполнено.

3этап. Предварительный расчет валов редуктора.

Предварительный расчет проведем на кручение по понижен­ным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал (Вал 1):

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения ремни диаметр выходного конца при допускаемом напряжении по формуле:

Допустимое напряжение на кручение мм.

Примем мм. Диаметр вала под подшипни­ками мм.

Ведомый вал (Вал 2):

Допустимое напряжение на кручение

мм.

Принимаем диаметр выходного вала колеса мм. Диаметр вала под подшипни­ками мм, под колесом мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

Познавательные статьи:



Психологические особенности спортивного соревнования

Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации

Занятость населения и рынок труда

Социальный статус семьи и её типология