2.2 Расчет быстроходной ступени редуктора.
2.2.1 Выбор материала.
Примем для шестерни сталь 40Х, подверженную улучшению
В качестве расчетного для реализации головочного эффекта принимаем:
[σ]
=0.45*([σ]
+[σ]
)=0.45*(467+372)=378
МПа
Кроме того, должно соблюдаться
соотношение:[σ]
<[σ]
<1.25*[σ]
;
372<378<465
2.2.2 Выбор расчетных коэффициентов
Коэффициент нагрузки
Для косозубых передач К
берется
меньше из-за большей плавности работы
и, следовательно, меньшей динамической
нагрузки.
Коэффициент ширины зубчатого колеса
2.2.3 Проектный расчет передачи.
Определяем межосевое расстояние.
Так как редуктор соосный, то
Выбор нормального модуля.
Нормальный модуль m
для быстроходной ступени в целях
увеличения плавности и бесшумности
передачи принимаем несколько меньше,
чем в тихоходной
Рассчитываем число зубьев.
где β-угол наклона зуба,
Тогда
Уточним угол наклона зубьев
Делительные диаметры
Проверка:
Диаметры выступов
Диаметры впадин
Расчетная ширина колеса
Ширина шестерни
Коэффициент ширины шестерни
Для косозубой передачи следует сделать проверку ширины по достаточности осевого перекрытия
Торцевая степень перекрытия
3.5 Окружная скорость
Назначаем 8 степень точности
2.2.4 Проверочные расчёты
Определим коэффициент нагрузки
и
коэффициенты внутренней динамической
нагрузки
=1,08
=1
и коэффициенты распределения нагрузки между зубьями
=
=
1,09
2.2.5 Проверка по контактным напряжениям
коэффициент материала
коэффициент учёта длины контактных
линий
коэффициент формы сопряженных
поверхностей
(
)
=
Что типично для быстроходной ступени данного редуктора.
Определим силы в зацеплении
Окружная
Радиальная
Осевая
Проверка по усталостным напряжениям изгиба
Допускаемые напряжения изгиба
-
коэффициент шероховатости переходной
кривой,
-
масштабный фактор
-
коэффициент чувствительности материала
к концентрации напряжения
-
коэффициент реверсивности нагрузки,
-
коэффициент долговечности
-
коэффициент запаса прочности
-предел
выносливости зуба
2.2.6 Определяем рабочие напряжения изгиба
-
коэффициент формы зуба
-
эквивалентное число зубьев
-
коэффициент, учитывающий перекрытие
зубьев в зацеплении
-
коэффициент угла наклона зуба
Определим действительный запас усталости изгибной прочности
Проверка на контактную статическую прочность
=1,3
-допускаемые
статические контактные напряжения
Проверка изгибной статической прочности
- допускаемые статические напряжения изгиба
Проверка по этим допускаемым напряжениям предотвращает мгновенную поломку зуба при перегрузке передачи.
3. Предварительный расчет валов
Крутящие моменты:
Ведущего
H*м
Промежуточного
H*м
Ведомого
H*м
Диаметр ведущего вала редуктора должен быть согласован с диаметром вала
электродвигателя
.
Обычно принимают
,
где
=38мм
Принимаем диаметр шеек под подшипники d=35мм, под ведущей шестерней d=40мм
У промежуточного вала ориентировочный
диаметр подступичной части вала
можно определить из выражения
Принимаем диаметр под шестерней
,
такой же диаметр выполним под зубчатым
колесом
=45мм,
под подшипниками
=40мм
Диаметр выходного конца ведомого вала:
Принимаем
=65мм,
диаметр под подшипниками
=70мм,
под колесом
.