3.3.6. Определение сил, действующих в зацеплении быстроходной ступени.
Окружная сила
;
Радиальная сила
,
где =20˚;
Осевая сила
.
3.3.7. Проверка зубьев быстроходной ступени по напряжению изгиба.
Для косозубых колес проверка проводится по формуле:
.
Коэффициент нагрузки ,
где
-
коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки по длине зубьев;
выбираем по таблице 3.7 [2]. При
и
твердости
НВ
350,
=1,10;
- коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки; выбираем по таблице 3.8 [2]. Принимаем при 8-ой степени точности, твердости НВ 350 и скорости V от 3 м/с до 8 м/с, =1,3.
Таким образом, =1,1·1,3=1,43.
Подбор коэффициента формы зуба YF проводится в зависимости от эквивалентных чисел зубьев.
Для шестерни:
=
;
3,84.
Для колеса:
=
;
.
Определение допускаемого напряжения проводим по формуле: .
По таблице 3.9 [2] для стали 45 улучшенной предел выносливости при нулевом цикле =1,8НВ:
Для шестерни = .
Для колеса принимаем = .
Коэффициент запаса прочности ,
где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес; по таблице 3.9 [2] = 1,75;
- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса. Для поковок и штамповок =1,0.
= 1,75·1,0 = 1,75.
Определяем допускаемые напряжения и отношения :
Для шестерни:
;
.
Для колеса:
;
.
Найденное отношение меньше для колеса, следовательно, дальнейшую проверку проводим для зубьев колеса. Повышение прочности косых зубьев учитываем коэффициентом Yβ:
Yβ
=
.
Для средних значений коэффициента торцового перекрытия εα = 1,5 и 8-ой степени точности КFα = 0,75.
=
=
= 28,2Н/мм2 < = 206Н/мм2, следовательно условие прочности по напряжениям изгиба также выполнено.
4. Предварительный расчет валов.
Проектирование вала начинаем с ориентировочного определения диаметра выходного конца его из расчета на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям без учета влияния изгиба:
,
где МК – крутящий момент, Н·мм;
[]К – допускаемые напряжения на кручение, Н/мм2.
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
ведущего М1 = 40·103 Н·мм;
промежуточного М2 = М3 =252·103 Н·мм;
ведомого М4 = 1260·103 Н·мм.
4.1. Ведущий вал.
Диаметр выходного конца ведущего вала при []К =25 Н/мм2:
=
.
Т.к. вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dB1 и dдв .
У подобранного электродвигателя dдв= 32мм.
Принимаем dB1
.
Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под dдв=32мм и dB1 = 25мм.
Диаметр следующей
ступени определим по формуле
,
где с – фаска, соответствующая диаметру dB1.
.
Принимаем диаметр шеек под подшипники dП1 = 30мм.
Шестерню выполняем за одно целое с валом.
4.2. Промежуточный вал.
У промежуточного вала определяем диаметр под колесом z2 по пониженным допускаемым напряжениям []К =15 Н/мм2:
=
.
Принимаем диаметр вала под колесом dK2 = 45мм.
Диаметр шеек под подшипники dП2 = 40мм.
Шестерню выполняем за одно целое с валом.
4.3. Ведомый вал.
Расчет ведется при []К =25 Н/мм2.
Диаметр выходного конца вала:
=
.
Принимаем dB4 = 65мм.
Диаметр шеек под подшипники dП4 = 70мм.
Диаметр вала под колесом dK4 = 75мм.
5. Конструктивные размеры шестерни и колеса.
5.1. Быстроходная ступень.
Шестерня:
делительный диаметр d1 = 69мм;
диаметр вершин зуба dа1 = 74мм;
ширина венца зуба b1 = 70мм;
шестерню изготавливаем заодно целое с валом.
Колесо:
делительный диаметр d2 = 431мм;
диаметр вершин зуба dа2 = 436мм;
ширина венца зуба b2 = 63мм.
Диаметр ступицы колеса:
.
Длина ступицы колеса:
,
принимаем
=
=
63мм.
Толщина обода:
,
принимаем
=
10мм.
Толщина диска:
.