2.4.7 Проверочный расчет по контактным напряжениям
1) Предварительно определяем окружную скорость:
Vok=w1*d2/2=(3.14*150*1399)/30*2*1000=10.98 м/с
Коэффициенты динамической нагрузки:
2) Нагрузки в зацеплении
окружная сила
Н
радиальная сила
Н
3) Находим удельные расчетные окружные силы
WHt=Ft1/b2*KHB*KHV*KHa=486.6/24*1.185*1.0*1.1=28.2 Н/мм
WFt=Ft1/b2*KFB*KFV*KFa=486.6/24*1.2*1.14*1.0=29.6 Н/мм
4) Проверка прочности зубьев по контактным напряжениям
H2=436*
;
H2=436*
Условия прочности выполняется.
5) Проверка прочности зубьев колеса по напряжениям изгиба
F2=Kfa*Kfb*Kfv*YB*YFs2* ;
Yfs1=4.08; Yfs2=3.6; Yb=1; Kfa=1.2 Kfb=1.14 Kfv=1.2
F2=3.6*1.14*1.2*1*
=71.01
МПа
F2
условие прочности
выполняется.
6) Проверка прочности зубьев при перегрузке
=
2*
=
2*
2.5 Расчет зубчатой передачи промежуточной ступени
2.5.1 Исходные данные
T3=134 Нм; n1=279,8 об/мин; U1=5; Ka=49.5;
2.5.2 Потребное межосевое расстояние передачи
Принимаем при несимметричном расположении колеса
ba=0,25 тогда
bd=0.5 ba(U2+1)=0.5*0.25(4+1)=0.625
В зависимости от схемы расположения колес находим KHB=1,15
Подставляя в формулу, находим
aw2=
мм,
аw2>da5/2 + da2/2 + 10мм >131,5мм
принимаем стандартные значение
aw2=140мм
2.5.3 Номинальный модуль зацепления
mn2=(0.01...0.02) aˊw2=1,4...2,8 мм
принимаем m2=2,0 мм
2.5.4 Рабочая ширина зубьев колеса
bw4= ba* aw2=0.25*140=35 мм принимаем 35 мм;
2.5.5 Число зубьев колес
Суммарное число зубьев колес
zE=
Принимаем zE=140
Число зубьев шестерни
Z3=ZE/(U2+1)=140/4+1=28 принимаем 28
Число зубьев колеса
Z4=ZE-Z3=140-28=112
Действительное значение передаточного отношения быстроходной ступени
U1=Z4/Z3=112/28=4
отклонение составляет
2.5.6 Размеры зубчатых колес
Делительные диаметры:
для шестерни
d3=mn2Z3 =2*28 =56мм
для колеса
d4= mn2Z4=2*112=224 мм
Диаметры окружностей вершин
для шестерни
da3= d3+2*mn2=60 мм
для колеса
da4= d4+2*mn2 =228 мм
Диаметры окружностей впадин для шестерни
df3= d3-2.5*mn2 =52 мм
для колеса
df4= d4-2.5*mn2 =220 мм
Уточняем меж осевое расстояние
aw2=(d3+d4)/2=280/2 =140мм
Ширина зубчатого венца шестерни
B3=b4 + 2..5=38 мм
Принимаем b3=38 мм
2.5.7 Проверочный расчет по контактным напряжениям
1) Предварительно определяем окружную скорость:
Vok=w1*d2/2=(3.14*224*279)/30*2*1000=3,27 м/с
Коэффициенты динамической нагрузки:
2) Нагрузки в зацеплении
окружная сила
Н
радиальная сила
Н
3) Находим удельные расчетные окружные силы
WHt=Ft2/b4*KHB*KHV*KHa=35,71*1.15*1.0*1.1=45,4 Н/мм
WFt=Ft2/b4*KFB*KFV*KFa=35,71*1.2*1.17*1.0=47,86 Н/мм
4) Проверка прочности зубьев по контактным напряжениям
H2=436*
;
H2=436*
Условия прочности выполняется.
5) Проверка прочности зубьев колеса по напряжениям изгиба
F2=Kfa*Kfb*Kfv*YB*YFs2* ;
Yfs1=3,84; Yfs2=3.6; Yb=1; Kfa=1.2 Kfb=1.14 Kfv=1.2
F2=3,6*1.117*1.2*1*
=86,16
МПа
F2 условие прочности выполняется.
6) Проверка прочности зубьев при перегрузке
=
2*
=
2*
3. Проектирование вала в редукторе.
3.1. Проектный расчет быстроходного вала.
Определяем минимальный диаметр вала из расчета на кручение.
мм
Принимаем 18 где
=12-18(20)
МПа, принимаем 15 МПа.
Т1=ТБ= 7,3 Нм
Принимаем dмуф=18 мм – для муфты МУВП-31,5-18-1-У3 ГОСТ 21424-95
dПЗ=dсм+2=20 мм
dБП=dПЗ+5=25 мм
при df1=26,25 мм изготавливаем за одно целое с валом.
Для принятых размеров вала под подшипник принимаем подшипник легкой серии, предварительно – радиально-упорный шариковый, подшипник №206
dxDxb=20x47x14, C0=6,95 кH, C=15 кH, r1=1 мм,