14) Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни f1 и колеса f2 , н/мм2
(35)
(36)
где KFaкоэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит от степени точности передачи. Для косозубых колес KFa=0,91;
KFβ коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.
Для прирабатывающихся зубьев колес KFβ=1;
KF коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (таблица 4.2 [1]) KF=1,11 ;
YF1 и YF2 коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, определяются по таблице 4.3 [1] интерполированием в зависимости от числа зубьев шестерни и колеса.
Для
косозубых колес определяется по таблице
4.3 интерполированием в зависимости от
эквивалентного числа зубьев шестерни
и колеса
(36)
YF1 = 174,63
YF2 = 165,72
Yβ = 1-β0/ 140 0-коэффициент, учитывающий наклон зуба
Yβ = 1-0,985 0/ 140 0 = 0,99
15) Составляем табличный ответ к задаче
Таблица 6
Проектный расчет |
|||
Параметры |
Значения |
Параметры |
Значения |
Межосевое расстояние aw, мм |
80 |
Диаметр делительной окружности, мм шестерни d1 колеса d2 |
60,91 99,4 |
Модуль зацепления, m, мм |
1 |
||
Ширина зубчатого венца, мм шестерни b1 колеса b2 |
25 21 |
||
Диаметр окружности вершин, мм шестерни dа1 колеса dа2 |
62,91 101,4 |
||
Число зубьев шестерни Z1 колеса Z2 |
40 98 |
||
Диаметр окружности впадин , мм шестерни df1 колеса df2 |
58,41 96,9 |
||
Контактные напряжения н , Н/мм2 |
503,65 |
||
Напряжения изгиба шестерни σF1 , Н/мм2 колеса σF2 , Н/мм2 |
174,63 165,72 |
|
|
Таблица 7
Проверочный расчет |
||||
Параметры |
Допускаемые значения |
Расчетные значения |
Приме-чание |
|
Контактные напряжения, н , Н/мм2 |
514,3 |
503,65 |
-1,9% |
|
Напряжения изгиба, Н/мм2 |
σF1 |
294 |
174,63 |
|
σF2 |
255 |
165,72 |
|
|
5 Нагрузки валов редуктора
Редукторные валы испытывают два вида деформации - изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны движения и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении редуктора и консольными силами со сторон муфт.
Выполняем силовую схему нагружения валов редуктора
Рисунок 3 - Схема сил в зацеплении косозубой цилиндрической передачи
1 ) Определение нагрузок
В косозубой передаче действуют окружные, радиальные
и осевые силы
Значение радиальных сил определяем по формуле, H
Fr1 =Fr2 = Fttgaw / cosβ (39)
где Ft – окружная сила;
aw =20°– угол зацепления;
Fr1 =Fr2 =1006tg20/ 0,985 =371,73
Значение осевых сил определяется по формуле, H
Fa1 = Fa2 = Ft tgβ (40)
Fa1 = Fa2 = 1006 tg9,63 o= 170,69
2) Определение консольных сил
Консольные нагрузки вызываются муфтами, соединяю-
щими двигатель с редуктором и редуктор с рабочей машиной
Консольные силы от муфт определяем по формулам
На быстроходном валу FМ1 , Н
(41)
На тихоходном валу FМ2 , Н
(42)
3) Табличный ответ к задаче
Таблица 8
Параметр |
Шестерня |
Колесо |
Ft, Н |
1006 |
|
Fr, Н |
371,73 |
|
FM, Н |
272,5 |
883,883 |
Т, Hм |
29,7 |
50 |
ω, рад/с |
101 |
41,8 |
6 Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора
1 ) Выбор материала валов редуктора
В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали – Сталь 45Х, 40Х одинаковые для быстроходного и тихоходного валов.
Принимаем сталь 40Х
Механические характеристики стали определяем по таблице 3.2 [1]: твёрдость заготовки 269…302 HRC,
.2) Выбор допускаемых напряжений на кручение
Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т.е. при этом не учитывают
напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому, для компенсации приближенности этого метода расчёта, допускаемые напряжения кручения применяют заниженными: [τК] = 10…30 Н/мм2. При этом меньшие значения для быстроходных валов, большие для тихоходных.
Принимаем [τК] =10 Н/мм2 для быстроходного и [τК] =30 Н/мм2 тихоходного валов.
3 ) Определение геометрических параметров ступеней валов
Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.
Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: диаметр dи длину l.
4) Быстроходный вал редуктора
(43)
где МК = Т – крутящий момент, равный вращающему моменту на валу, Нм;
[τК] - допускаемые напряжения кручения, Н/мм2
По ГОСТ 6636-96 принимаем d1 =20мм
(44)
По ГОСТ 6636-96 принимаем l1 =20 мм
(45)
где t – высота буртика, мм
Принимаем диаметр под подшипник d2 =25 мм
(46)
По ГОСТ 6636-96 принимаем l2 = 38 мм
(47)
где r - координаты фаски подшипника, мм (принимаем по таблице)
l3 = 1,5 +30 =31,5=31 мм
По ГОСТ 6636-96 принимаем d3 =30мм
(48)
d4 = 25мм
(49)
l4 = 17мм