Основные размеры шестерни и колеса, мм

Диаметры делительные

, мм

мм

Проверка:

мм

Диаметры вершин зубьев

, мм

мм

Диаметры впадин зубьев

мм

мм

Ширина колеса

,мм

Ширина шестерни

мм

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колёс и степень точности передачи

м/с

При такой скорости для косозубых колёс следует принять 8-ю степень точности [2,с. 32]

Коэффициент нагрузки

По [2,с.39] при Ψbd=1.125, твёрдости НВ≤350 и симметричном расположении колёс относительно опор KHβ=1.05

По [2,с.39] при ν=2,9м/с и 8-ой степени точности KHα=1.09

По [2,с.40] для косозубых колёс при ν≤5м/с имеем KH ν=1.0.

Тогда

Проверка контактных напряжений

, где [δH]=410 МПа

Силы, действующие в зацеплении определяются по формулам [2,с.158],Н:

окружная

Н

радиальная

Н

осевая

Н

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле [2,с.46]

Здесь коэффициент нагрузки [2,с.42]

По [2,с.43] при bd=1,125 , твердости HB350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор KF=1,13.

По [2,с.43] при ν=2,9м/с KF =1,1.

YF -коэффициент , учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Z по формуле [2,с.46]:

у шестерни

у колеса

,

отсюда

YF1=3,7 u YF2=3,6 [2,с. 42].

Допускаемое напряжение изгиба [2,с.43]

По [2,с.44] для стали 45 улучшенной при твердости HB350:

для шестерни МПа,

для колеса МПа.

Коэффициент безопасности

,

где [SF]'=1.75 – учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колёс. Также в нём отражена степень ответственности зубчатой передачи [2,с.44] и [SF]"=1(для поковок и штамповок) – учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса.

Допускаемые напряжения, МПа:

для шестерни ,

для колеса .

Находим отношения , МПа:

для шестерни ,

для колеса .

Дальнейший расчёт следует вести для зубьев шестерни, для которой найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Y_β и K_F [2,с.46]

,

где _=1,5 – среднее значение коэффициента торцового перекрытия и n=8 - степень точности передачи.

Проверяем прочность зуба шестерни:

МПа

3. Подбор муфты

Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчётному моменту Тр, который должен быть в пределах номинального:

Н·м,

где Кp – коэффициент режима нагрузки [2,с.272]

,

условие выполнено.

Диаметр фланца муфты Д=120мм,

диаметр окружности, по которой расположены пальцы

мм,

Принимаем Д0=76мм,

где по [4,с.401]

d0=28мм-диаметр отверстия под втулку,

lb=28мм-длина втулки,

db=27мм-диаметр втулки,

dn=14-диаметр пальцев,

z=6-количество пальцев.

4 Предварительный расчёт валов

Т.к. вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры вала (ротора) dДВ и вала dВ2. У подобранного электродвигателя (табл.П2) [2,с.391] диаметр вала dДВ=28мм.

Выбираем муфту МУВП 125-28-I.25-II.1-УЗ ГОСТ 21424 –93 с расточками под dДВ=28мм и dВ2=25мм, исходя из того, что dВ2 должен быть примерно на 15-20% меньше dДВ

Проектирование валов начинается с определения диаметра выходного конца вала из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба.

d≥ T-крутящий момент , в

-допускаемое напряжение на кручение

Выберем для быстроходного вала 15МПа ,

для тихоходного вала 20 МПа

Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Быстроходный вал : Первая ступень(муфта) T= (Нмм)

d1≥мм Из стандартного ряда выбираем d1=20[ с 161 Ш] Из таблицы 7.1 Вторая ступень(под уплотнение крышки с отверстием и подшипник)

d2=d1+2t d2=20+4=24 мм , где t=высота буртика из таблицы 7.1

=36 мм

Третья ступень (под шестерню) d3=d2+3.2r , где r координата фаски подшипника.

d3=29.12 . d2=d4=24 примем d2=25 (из стандартного ряда ).

Тихоходный вал: d1≥мм . Из стандартного ряда выберем d1=30 мм. Вторая ступень d2=d1+2t , где t=2.2 –координата фаски подшипника. Длина второй ступени определяется графически , с учетом подшипника.

Диаметр третей ступени я выбираю ближайшим большим из стандартного ряда.

d3=32 мм. Диаметры второй и четвертой ступени равны .