2.3 Расчёт геометрических параметров зубчатого зацепления
Коэффициент
нагрузки КНВ
принимаем предварительно по [4,с.26], как
в случае несимметричного расположения
колёс, значение КНВ=1,15.
По
рекомендациям [4,с.30],принимаем коэффициент
ширины венца по межосевому расстоянию
BA=b/aw=0,25
(прямозубое зацепление);
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей прямых зубьев:
мм.
Принимаем стандартное значение Aw=160 мм;
Задаёмся суммой зубьев
тогда значение модуля
мм.
Принимаем стандартное значение из 1-го ряда m=2,5мм. Число зубьев шестерни
;
Принимаем
;
число зубьев колеса
;
проверяем передаточное отношение
;
Погрешность
u2= [(4-3,92)/3,92]×100%=2% < [u]; [u]=3%;
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные:
d1=m×z1 =2,5×26=65 мм ;
d2=m× z2 =2,5× 102=255 мм.
Проверка:
AW=d1+d2 /2=(65+255)/2=160 мм;
Диаметры вершин зубьев:
da1=d1+2m=65+2×2,5=70 мм;
da2=d2+2m=255+2×2,5=260 мм;
Диаметры окружности впадин зубьев:
df1=d1-2,5m=65-2,5×2,5=58,75 мм;
df2=d2-2,5m=255-2,5×2,5=248,75 мм;
Ширина колеса:
b2=ψBA AW=0,25×160=40 мм
Ширина
шестерни:
b1=b2+5мм=45 мм
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
ψBD=b1 / d1=45/65=0,69.
Окружная скорость колёс и степень точности передачи:
V=w2×d1/2=76,15×65/2×1000=2,47 м/с.
При такой скорости следует принять 8-ю степень точности.
2.4 Определение действующих контактных напряжений
Коэффициент нагрузки
;
По [4,с.32] принимаем:
при
BD=0,69;
несимметричном расположении колёс по
отношению к опорам и твёрдостиHB
350
принимаем k
=1,07;
при
скорости v=2,47
м/с,8-й степени точности принимаем k
=1,0;
для
прямозубого зацепления, твёрдостиHB
350
и скорости v=2,47
м/с принимаем k
=1,05;
k
=1,07×1,0×1,05=1,124;
Проверка контактных напряжений:
H=310/AW×
МПа;
H <[ H]= 509,1 МПа;
2.5 Силовой расчёт передачи
Силы, действующие в зацеплении:
Окружная
Ft=2T2 / d1=2×74190/65=2282,7 Н;
Радиальная:
Fr=
Ft
×tg
=2282,7×tg20
=830,8 H;
2.6 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
F=
Ft
×KF×YF
/b×mn
[
]F;
Здесь коэффициент нагрузки
;
при
BD=0,69;
несимметричном расположении колёс по
отношению к опорам и твёрдостиHB
350
принимаем
=1,12
[4, с.35];
при скорости v=2,47 м/с,8-й степени точности принимаем
=1,25
[4, c.36];
KF=1,12×1,25=1,4;
YF – коэффициент прочности зуба по местным напряжениям,
YF1=3,86; YF2=3,6; [4, c.35];
По
табл.3.1[5,с.49] определяем допускаемое
напряжение изгиба, соответствующее
числу циклов перемены напряжений
;
для шестерни
МПа
[5,c.48];
для колеса
МПа
[5,c.48];
Согласно
рекомендации [5,c.52]
зубчатые передачи рассчитывают по
меньшему значению
F2=2282,7×1,4×3,6/40×2,5=115,05 МПа <[ ]F2=252,35 МПа.
Условие прочности выполнено.
3. Предварительный расчёт валов редуктора
Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении
[
]K=15
Н/мм:
мм.
Так как вал редуктора может соединяться муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dДВ и вала dв1; воспользуемся соотношением dв1/dдв 0,75; принимаем dв1=32 мм. (dдв=38 мм.)
Под подшипниками принимаем dп1=35 мм.
Шестерню выполним за одно целое с валом.
Ведомый вал: диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении
[ ]K=20 Н/мм:
Принимаем dв2=40 мм.
Под подшипниками примем dп2=45 мм, под зубчатым колесом dк2=50 мм.
Диаметры остальных участков валов назначают исходя из
конструктивных соображений при компоновке редуктора.
