- •Кинематический расчёт привода.
- •Выбор электродвигателя.
- •2.1.2 Межосевое расстояние.
- •2.1.3 Предварительные основные размеры колеса
- •2.1.4 Модуль передачи
- •2.1.5 Число зубьев шестерни и колеса.
- •2.1.6 Фактическое передатчное число.
- •2.1.7 Диаметры колёс.
- •2.1.8 Размеры заготовок.
- •2.1.9 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.
- •2.1.10 Силы в зацеплении
- •2.1.11 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.
- •2.1.12 Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.
- •Быстроходная ступень. Косозубая передача.
- •Выбор твёрдости , термической обработки и материала колёс.
- •2.2.2 Межосевое расстояние.
- •2.2.3 Предварительные основные размеры колеса
- •2.2.4 Модуль передачи
- •2.2.9 Размеры заготовок.
- •2.2.10 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.
- •2.2.11 Силы в зацеплении
- •2.2.12 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.
- •2.2.13 Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.
2.1.2 Межосевое расстояние.
Предварительное значение межосевого расстояния , мм: = К(u + 1) , где Т1 – вращающий момент на шестерне,Нм; u – передаточное число. Коэффициент К = 10 при поверхностной твёрдости Н1 и Н2 ≤ 350НВ.
= 10(3,506 + 1) = 210 мм.
Окружную скорость вычислим по формуле:
v = = = 0,78 м/с.
Степень точности зубчатой передачи назначаем по таблице 2.5., для прямозубых цилиндрических – 9(передача низкой точности).
Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле:
aw = Ka(u + 1) = 450(3,506 + 1) = 184 мм, где Ка = 450 – для прямозубых колес, Ψba = 0,5 для симметричного расположения колес относительно опор. Коэффициент нагрузки на контактную прочность КН = КНvКНβКНα= 1,06·1,02·1,0624 = 1,15.
КНv = 1,06 – коэффициент внутренней динамики нагружения (по табл.2.6.).
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий КНβ= 1 + ( -1)КНw= 1 + ( 1,08 – 1)· 0,26 = 1,02; где КНw=0,26 - коэффициент учитывающий приработку зубьев(по табл.2.8.). = 1,08 (по табл.2.7.) в зависимости от коэфф. Ψbd =0,5 Ψba(u + 1) = 1,13. КНα= 1 + ( -1)КНw= 1 + (1,24 – 1)· 0,26 = 1,0624; где = 1 + 0,06(nст – 5)= 1 + 0,06 (9-5) = 1,24; при 1 ≤ ≤ 1,25.
При крупносерийном производстве редукторов округляем до ближайшего стандартного значения: aw = 180 мм.
2.1.3 Предварительные основные размеры колеса
Делительный диаметр: d2 = 2 awu/(u + 1) = 2·180·3.506/(3.506 + 1) = 280 мм.
Ширина: b2 = Ψbaaw= 0,5·180 = 90 мм.
2.1.4 Модуль передачи
Максимально допустимый модуль mmax≈ 2aw/[17(u + 1)] = 2·180/[17(3.506 + 1)] = 4,7 мм.
Минимальное значение модуля mmin= , где Кm=3,4·103, [σ]F=[σ]F2, KF=КFvКFβКFα=1,11·1,07·1,24=1,47. КFv = 1,11 – коэффициент внутренней динамики нагружения (по табл.2.9.). Коэффициент неравномерности распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле: КFβ=0,18 + 0,82 = 0,18 + 0,82·1,08 = 1,07; КFα= .
mmin= = 1,92 мм. Принимаем m = 2 мм.
2.1.5 Число зубьев шестерни и колеса.
Число зубьев шестерни: z1= zs/(u+1)≥ z1min = 17. zs= 2 aw/m = 2·180/2 = 180 z1= 180/(3.506+1) = 39.95, принимаем z1= 40. Число зубьев колеса: z2 = zs - z1 = 180-40 = 140.