1.4.3 Определение распределения крутящего момента на участках привода.
Кинематический расчет привода
-
№
Iдв.
730
76,4
12630
165,3
Iв
158
16,5
11065
670,6
Iв(а)
158
16,5
11761
712,8
II
44,6
4,67
10411
2230
II
44,6
4,67
9800
2098,5
2. Расчет редуктора
2.1 Выбор материала колес.
Считаем, что шестерня и колесо сделаны из одной марки стали. Термическая обработка-улучшение. Пусть колесо и шестерня выполнены из стали 45 с термообработкой улучшение. Т.к. при зацеплении зубья шестерни изнашиваются интенсивней, чем у зубчатых колёса.
Из таблицы 3.3
Чернавский
и
.
2.2 Определяем допускаемое контактное напряжение.
где
предел
контактной выносливости
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
стр.36 Чернавский
2.6 Определяем число зубьев шестерни и колеса.
2.6.1 Определяем число зубьев для шестерни и колеса.
Предварительно
задаём угол:
На шестерне: не
меньше
,
z2=106
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, если колёса конические, то степень точности понижаем на единицу.
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. 3.7, 3.8 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.
,
Проверка сошлась, значит размеры колёс определены верно, следовательно спроектированная передача имеет значительный запас прочности.