2.5 Определение основных размеров шестерни и колеса

Диаметры делительных окружностей:

Шестерни мм;

Колёса мм.

Проверка межосевого расстояния:

мм,

что соответствует определённому ранее значению.

Диаметры окружностей вершин зубьев:

Шестерни мм;

Колёса мм.

Диаметры окружностей впадин зубьев:

Шестерни мм

Колёса мм

Ширина колеса , принимаем b₂=56 мм.

Ширина шестерни =56+4 мм=60 мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности [п.1, стр. 32]

Силы в зацеплении:

Окружная

Н;

радиальная

;

осевая

Н.

2.6 Проверка контактных напряжений

Проверочный расчёт на контактную прочность проводиться по формуле:

[П.1, формула 3.6]

где: K_{H –} коэффициент нагрузки;

Коэффициент расчётной нагрузки при расчёте на контактную прочность

K_H= K_Hβ K_Hα K_Hυ,

где: K_Hα – коэффициент. Учитывающий распределение нагрузки между зубьями колес.

( При υ≤5 м/с и 8-й степени точности K_Hα =1,08) [п.1, таблица 3.4]

K_Hυ – коэффициент динамической нагрузки.

(Для косозубых передач при υ≤5 м/с K_Hυ =1,0 [п.1, таблица 3.6]

Значение было найдено при расчёте межосевого расстояния.

Таким образом, K_H=1·1,08·1 =1,08

Условие контактной прочности соблюдается.

2.7 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Допускаемое напряжение на изгиб определяется по формуле

[σ_F]= , [п.1, формула 24]

где: σ_Flimb -предел выносливости соответствующему базовому числу циклов. Для стали 45 улучшенной при твердости НВ ≤ 350 = 1,8 НВ [п.1, таблица 3.9]

[S_F] – коэффициент безопасности.

[S_F] = [S_F]΄ [S_F]^˝,

где: [S_F]΄ - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых

колес. (Для стали 45 улучшенной = 1,75) [п.1, таблица 3.9]

[S_F]^˝ - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого

колеса. (Для поковок и штамповок = 1,0)

Следовательно, [S_F] = 1,75·1 =1,75

Допускаемое напряжение: для шестерни [σ_F1] = МПа

для колеса [σ_F2]= МПа

Проверочный расчёт на изгибную прочность проводится по формуле:

[П.1, формула 25]

где: Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев.

у шестерни ,

у колеса .

При этом 3,9 и 3,60 [п.1, стр.42]

Y_β –коэффициент, компенсирующий погрешности, возникающие из-за применения той же расчетной схемы зуба, что и в случае прямых зубьев.

K_F – коэффициент нагрузки.

К_Fα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. (При 8-й степени точности = 0,91) [п. 2, стр. 66]

K_F = K_Fβ K_Fυ,

где: K_Fβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. Зависит от ψ_bd и HB. (При НВ≤ 350 и ψ_bd =1,3 K_Fβ =1,16) [п.1, табл. 3.7]

K_Fυ – коэффициент динамичности. [п.1, табл. 3.8]

По таблице 3.8[1] при 8-й степени точности и скорости v=3,6 м/с =1,1.

Расчёт на изгиб производится для шестерни или колеса в зависимости от отношения

:

для шестерни

для колеса

Так как для колеса это отношение меньше, расчёт проведём по колесу.

Таким образом, условие прочности на изгиб соблюдается.

3 Конструирование и предварительный расчет валов редуктора

Простые по конструкции гладкие валы выполняются одинакового номинального диаметра по всей длине; для обеспечения требуемых посадок деталей предусматриваются на участках вала соответствующие отклонения диаметра. Для удобства сборки и разборки узла вала, замены подшипников и других насаживаемых деталей вала – валы выполняются ступенчатыми.

Предварительный расчет проводим на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

3.1 Ведущий вал