3.3 Определение основных габаритов передачи

Из предыдущих расчетов

T_ag = 0,34775 10⁶ Нмм; n_a^h = 875об/мин;  _{b a} =0,43;

 =0; [ _H ]=1200 М Па; U=2,

К^ =1,2 ; К _a = 49,5 ,т.к  =0,

,

,

.

Теперь по таблице значений коэффициентов динамической нагрузки, найдем

К_V = 1,15 ,

.

Теперь по таблице значений коэффициентов неравномерности распределения нагрузки, найдем

К_ =1,03,

К = К_V  К_ = 1,151,03 =1,185,

К К^.

Принимаем

3.4. Определение модуля и чисел зубьев

Из предыдущих расчетов

T_ag =0,34775 10⁶ Нмм

U = 2; [_F] =470,6 М Па ;  = 20 ;  =0

Т. к вид термообработки цементация ,то по таблице m _min = 2,5мм,

Z_V =20 ; X =0 ; Y_ =1

,

Y_F = 4,08,

m m _min

По ГОСТу принимаем m=3 мм,

,

Принимаем

Z_ = 71,

.

Условие сборки

целое число

= не целое число ,т. е условие сборки не выполняется, принимаем Z1=26, Z2=46, тогда

условие сборки выполняется

3.5. Определение геометрических размеров передачи

Из предыдущих расчетов

m=3; Z₁ =26; Z₂ =46;U =2; ; _t =20

, принимаем

X₁ =0 ; X₂ =0 ; X_ =0 ; Y =0 ; Y =0

мм,

мм,

мм,

мм,

мм,

мм,

мм,

мм,

,

.

Определяем _ и _

.

3.6. Проверочный расчет на контактную прочность

Исходные данные

T_ag =0,34775 10⁶ Нмм ;b_=46мм ; [_H]_ag=1150 М Па ; U=2 ;

n _ag ^h =875 об/мин ; ;

Заранее принимаем Z_=1 т. к. передача прямозубая

, при таком _{b d}, k_=1,3,

.

При такой окружной скорости k_v=1,15 тогда

k =k _vk_=1,031,15=1,185

Принимаем Z_M=275мм,

Определяем действительное контактное напряжение в передаче:

Тогда:

Контактная прочность обеспечена. Недогрузка 12

3.7 Проверочный расчет на изгибную прочность

Рассмотрим напряжения изгиба в зубе.

Исходные данные:

T_ag=0,3477510⁶ Нмм; b_=46 мм; Z₁=26; U₁=1,75; =0;

m=3; мм; k=1,185; [_F]₁=470,6 М Па

.

При таком Z_V; Y_F=3,86; Y_=1; Y_E=1, при =0.

Определим действительное напряжение изгиба в зубе солнца:

(_F) _{a g}=

Тогда:

Изгибная прочность обеспечена. Недогрузка 28

Рассмотрим напряжения изгиба в зубе сателлита :

Исходные данные:

T_ag=0,34775 10⁶ Нмм; b_=46 мм; Z₂=46; U₁=2; =0;

m=3; мм; k=1,185; [_F]_ag =376,5 М Па

При таком Z_V; Y_F=3,67; Y_=1; Y_E=1, при =0.

Определим действительное напряжение изгиба в зубе сателлита:

(_F)_ag=

Тогда:

Изгибная прочность колеса обеспечена. Недогрузка 51

Зубья зацепления сильно недогружены. Для понижения массы редуктора уменньшим ширину зуба до 36мм, тогда действительные напряжения в зубе солнца:

(_F) _{a g}=

Тогда:

сателлита:

(_F)_ag=

Тогда:

Изгибная прочность обеспечена. Недогрузка 6,5.

Определяем действительное контактное напряжение в передаче:

Тогда:

Контактная прочность обеспечена. Недогрузка 1

3.8. Определение ширины неподвижного колеса

Ширину неподвижного колеса определим из условия контактной прочности и из условия изгибной прочности.

а). Из условия контактной прочности :

где T_gb=0,68510⁶ Нмм,

Zb=Za+2Zg=26+92=118

,

[_H]_b = 1405 М Па .

Тогда

,

б). Из условия изгибной прочности :

где

Y_В =Y_ =1 при =0^

Из двух полученных значений, исходя из прочностных соображений, выбираем наибольшее, т. е.

4.Оценка размеров диаметров валов

Исходные данные :

,

,

.

Из условия прочности :

.

Принимаем

[]₁=60 М Па,

[]₂=70М Па,

[]₃=80 М Па,

₁=0,8,

₂=0,75,

₃=0,7

Тогда

,

,

,

Принимаем d_g=35мм