2.3 Расчетный допускаемый контактные напряжения.

Для шестерки:

[бн1]=(2 НВ1+70)*1/ 1,1=482МПа

Для колеса:

[бн2]= (2НВ2+70)*1/1,1=428МПа

[бн]=0,45 ([бн1]+ [бн2]=0,45 (482+428)=410 МПа

[бн]=410<1,23 бн min= 1,23*428 МПа

Определение коэффициентов.

К нв = 1,0…1,25

[1. таб. 3,1]

К нв- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца.

Несмотря на симметричное расположение колеса относительно опор примем К нВ выше, т.к. со стороны открытой передачи действуют силы вызывающие дополнительную деформацию видимого вала, поэтому КнВ=25. Ψва- коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию Ψва=0,4.

2.4 Определение межосевого расстояния.

Межосевое расстояние аw определяется из условия контактной прочности.

аw= Ка (U+1)√Т2 КнВ/[бн]² U² Ψва =

=

Принимаем: асм =

[ГОСТ 16530 – 83]

2.5 Определение нормального модуля зацепления

мn = (0.01. . . 0.02) асм =

Принимаем: мn =

2.6 Число зубьев шестерни и колеса

Z1 =

Z2 =

2.7 Параметры шестерни и колеса

Делительные диаметры.

d1 = мn Z1 =

d2 = мn Z2 =

d1 + d2/2 =

Диаметр вершин зубьев.

da1 = d1 + 2 мn =

da2 = d2 + 2 мn =

Ширина колеса.

в2 = Ψва аw =

Ширина шестерни.

в1 = в2 + Smm =

Коэффициент ширины шестерни.

Ψва = в1/d1 =

2.8 Определение окружной скорости и степени точности

V = W1 d1 10 ³/2=

2.9 Коэффициент нагрузки

Кн = Кнβ Кнﺮ Кнv Кнβ – коэффициент неравномерности

Кн = 1.25 1.16 1 = 1.45 нагрузки.

Кнﺮ - коэффициент неравномерности

распределены нагрузки

нагрузки между зубьями.

Кнβ[1. таб.35]

Кнﺮ [1. таб.34]

Кнv [1. таб.36]

2.10 Проверка контактных напряжений

бн = 270/аw √Т2 К (U+1)³/в2 U² =

= 270/160 √265 10³ 1.4 (5+1)³/ 60 5² = 1.6875√8904 = 159.2 МПа

159.2 < [бн] = 410 МПа

Контактная прочность обеспечена.

2.11 Силы в зацеплении

Окружная сила.

Ft = 2Т1/d1 =

Радиальная сила.

Fr =

Осевая сила

бF = Ft КF УF УB КF2/вmn ≤ [бF]

Ft - окружная сила.

КF – коэффициент нагрузки

КF = Кнβ Кнv = 1.1 1.2 = 1.32

2.13 Допускаемое напряжение изгиба

[бF] = б°FLimв/[SF] [1.таб.3.9]

Предел выносливости при от нулевом цикле при HB ≤ 350.

б°FLimв = 1.8HB

Для шестерни.

б°FLimв = 1.8 230 = 415МП

Для колеса.

б°FLimв = 1.8 200 = 360МП

[SF] – контакт запаса

[бF1] = 415/1.75 =237.1

[бF2] = 360/1.75 = 205.7

2.14 Проверка прочности на изгиб

Находим отношения.

[бF]/УF

для шестерни 237.1/4.09 = 57.9

для колеса 205.7/3.6 = 57.1

Расчет ведем для колеса, где отношение [бF]/УF меньше

бF2 = Ft KF УF2 KF2 Уβ/в2 мn =

Прочность обеспечена.

111 Предварительный расчет валов редуктора

3.1 Ведущий вал

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении.

[ σk] = 25 МПа

[σk] = dв1 = √16Т1/π [σk] = √

dв1≈ dдв Применяем dдв =

Вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя по этому необходимо согласовать диаметры ротора (dдв) вала. У электродвигателя диаметр вала может быть: .

Принимаем диаметр вала: dв1 =.

Выбираем муфту типа МУВП по ГОСТ 21424 – 75 с расточками полумуфт под диаметры.

dдв =

dв1 =

Подбираем муфту по расчетному моменту.

Тр = К Т1 ≤ [T] К – коэффициент эксплуатации = 1.2

Тр =

Условие прочности соблюдено

Принимаем диаметр вала под подшипники.

dn1 = (Подшипник № )

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Схема ведущего вала.