1.4.3 Определение распределения крутящего момента на участках привода.
Кинематический расчет привода
-
№
0в
950
99,5
3940
39,6
Iв
207
21,7
3861,2
177,9
IIв
45
4,7
3746,2
797,1
2. Расчет редуктора
2.1 Выбор материала колес.
Так как
, то назначаем сталь 45. Для того, чтобы
износ колес был равномерным для шестерни
назначаем материал тверже, чем для
колеса. Пусть колесо и шестерня выполнены
из стали 45 с термообработкой улучшение.
Из таблицы 3.3
Чернавский
и
.
2.2 Определяем допускаемое контактное напряжение.
где
предел контактной выносливости
коэффициент
долговечности
минимальный
коэффициент запаса прочности по
рекомендации Чернавского
1,15
по таблице 4.2 Чернилевский
- для шестерни
- для колеса
МПа
МПа
Так как редуктор косозубый цилиндрический, то расчетное допускаемое напряжение:
МПа
2.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба.
предел
выносливости зубьев при изгибе.
Выбирается из таблицы
4.2. Чернилевский,
МПа
МПа
минимальный
коэффициент запаса прочности по
рекомендации
Чернилевского =1,75
МПа
МПа
2.4 Определение межосевого расстояния редуктора.
где
- вспомогательный коэффициент для
косозубых передач
- коэффициент
ширины венца колеса, для не симметрично
расположенных колёс
- передаточное
число редуктора
- вращающий момент
на 2 валу
- допускаемое
контактное напряжение
- коэффициент
неоднородности нагрузки по длине зуба
определяем из таблицы 4,3; рисунок 4,2 Чернилевский.
Принимаем по ГОСТу
2185-66 межосевое расстояние
2.5 Определяем нормальный модуль зацепления.
где
- межосевое расстояние
- нормальный модуль
зацепления
Принимаем нормальный
модуль зацепления по ГОСТу 9593-60
2.6 Определяем число зубьев шестерни и колеса.
2.6.1 Определяем число зубьев для шестерни и колеса.
Предварительно
задаём угол:
Принимаю:
z2=100
2.6.2 Определяем отклонение от фактического значения передаточного
числа редуктора.
Полученное значение не превышает допускаемого 4%
2.7 Уточняем угол
.
2.8 Определяем
основные размеры шестерни и колеса.
2.8.1 Определяем делительный диаметр для шестерни и колеса.
для шестерни
для колеса
2.8.2 Определяем диаметры вершин зубьев.
для шестерни
для колеса
2.8.3 Определяем диаметры впадин зубьев.
для шестерни
для колеса
2.8.4 Находим ширину венца колес.
для колеса
для шестерни
2.9 Определяем коэффициент ширины шестерни.
2.10 Определяем окружную скорость.
Такой скорости соответствует восьмая степень точности колес.
Чернилевский таб. 4.5 стр. 137
2.11 Проверим прочность зубьев по контактным напряжениям.
2.11.1 Находим коэффициент нагрузки.
Справочные данные Д. В. Чернилевский таб. 4.1, 4.3, 4.6.
2.11.2 Определение контактных напряжений.
- крутящий момент
на втором валу
- ширина венца
колеса
- коэффициент
нагрузки
- передаточное
число редуктора
Имеем достаточный запас прочности по контактным напряжениям.
2.12 Определяем силы в зацеплении.
2.12.1 Определение окружной силы в зацеплении.
2.12.2 Определяем радиальную силу в зацеплении.
где
- угол радиального зацепления для всех
передач
2.12.3 Определение окружной силы в зацеплении.
2.13 Проверка зубьев по напряжениям изгиба.
2.13.1 Определение коэффициента нагрузки при изгибе.
Коэффициенты
берутся из таб. 4.4, 4.7 Д. В. Чернилевский
2.13.2 Определяем число зубьев эквивалентного колеса.
Определяем
коэффициенты формы зуба
,
шестерни и колеса по Д. В. Чернилевскому
стр. 143
2.13.3 Определяем напряжения возникающие на шестерне и колесе.
Второе отношение меньше следовательно колесо в зацеплении является слабым звеном и проверку по напряжениям изгиба будем производить для колеса.
2.13.4 Определение коэффициента компенсаций погрешностей.
2.13.5 Определяем коэффициент неравномерности нагрузки.
где
- коэффициент осевого перекрытия
степень точности
2.13.6 Проверим зубья колеса и шестерни на изгиб.
Спроектированная передача имеет значительный запас прочности при изгибе следовательно параметры колес рассчитаны верно.
