2.4. Проектный расчёт передачи.

Рассчитываем основные геометрические параметры из условия контактно- усталостной прочности активных поверхностей зубьев (с точностью 0,01 мм – для линейных величин, 0,0001 град – для угловых величин):

Внешний делительный диаметр шестерни (предварительное значение) , мм:

мм, где:

- коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность ее распределения; в курсовом проектировании с достаточной степенью точности можно принять .

Расчётное число зубьев шестерни определяют в зависимости от величины передаточного отношения передачи:

16.6

Значение округляют до целого числа по правилам математики:

.

Расчётное число зубьев колеса , необходимое для реализации передаточного числа , определяют по зависимости:

.

Вычислим предварительный модуль передачи и уточним его по ГОСТу:

.

По расчетной величине принимаем ближайшее большее стандартное значение модуля: , получим

Расчёт геометрических параметров передачи

Внешнее конусное расстояние , мм:

.

Диаметр внешней делительной окружности шестерни и колеса , мм:

,

.

Диаметр внешней окружности вершин зубьев шестерни и колеса , мм:

,

, где:

и - углы делительных конусов, град., равные:

,

.

Расчетная ширина зацепления колес, мм:

.

Расчетное значение округляем до целого числа b в большую сторону. Ширина зубчатых колес принимается равной:

.

Внешняя высота зуба , мм:

.

Внешняя высота головки зуба , мм:

Для исключения возможных ошибок в вычислениях при проектном расчете проверяют выполнение условия контактной выносливости:

МПа.

Условие выполняется, значит, расчет верен.

2.5. Проверочный расчет передачи.

Определяем рабочие изгибные напряжения, которые должны быть не больше допускаемых, по зависимости:

,

МПа, где:

- коэффициент нагрузки при изгибе, учитывающий неравномерность ее распределения и динамичный характер; в курсовом проектировании для колес 7-ой степени точности изготовления можно принять

- коэффициент формы зубьев шестерни, определяется по зависимости:

Условие изгибной прочности выполняется, расчет верен.

2.6. Усилия в зацеплении.

Для последующих расчетов по оценке работоспособности валов и подшипников определяют силы, возникающие в зацеплении при передаче вращающего момента и действующие на шестерню и колесо:

• окружная сила , Н:

Н,

• радиальная и осевая силы , Н:

Н,

Н, где:

- угол зацепления.

3. Компоновка редуктора.

Проектный расчёт валов.

В качестве материала для изготовления валов редуктора принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543–71.

Предварительно определяем диаметры валов

Быстроходный вал:

Диаметр конца вала под полумуфту:

где – крутящий момент, передаваемый валом;

=15 Н/мм² – допускаемые контактные напряжения

(мм)

Принимаем (мм) так как диаметр вала электродвигателя равен 24 мм

Далее по формулам определим размеры других ступеней вала, принимая t=2 и r = 2.

Длина конца вала:

(мм)

Диаметр ступени под подшипники:

(мм) принимаем

Длина ступени под подшипники:

(мм)

Диаметр вала за подшипником:

(мм)

Тихоходный вал:

Аналогично проводим расчет ступеней тихоходного вала, принимая t = 2,5; r =2,5 ; =15 Н/мм²

Диаметр конца вала под зубчатое колесо:

(мм) Принимаем (мм)

Длина конца вала:

(мм)

Диаметр ступени под подшипники:

(мм)

Длина ступени под подшипники:

(мм)

Диаметр вала за подшипником:

(мм)

Принимаем (мм)

Предварительный выбор подшипников.

В качестве опор быстроходного вала принимаем роликовые радиально-упорные подшипники средней серии (Подшипник 7306 ГОСТ 27365-87) и схему установки «враспор». Параметры подшипника

dxDxB=30x72x19

для которого кН, кН.

В качестве опор выходного вала принимаем роликовые радиально-упорные подшипники средней серии (Подшипник 7307 ГОСТ 27365-87) и схему установки «враспор». Параметры подшипника

dxDxB=35x80x21

для которого кН, кН.

Определение консольных сил.

В данном приводе консольную нагрузку определяет муфта, соединяющая редуктор с электродвигателем.

Консольная сила от муфты:

где = 10 Нм – крутящий момент на быстроходном валу;