4. Определение диаметра колеса

Требуемый внешний делительный диаметр колеса из условия контактной прочности равен:

, мм

где М₁ – крутящий момент на валу шестерни, Н*мм;

[σ]_н – допускаемое контактное напряжение, Н/мм²;

Ψ_Re – коэффициент ширины венца (при проектном расчёте Ψ_Re ≤ 0,3);

К_П – коэффициент нагрузочной способности конических колёс, для косозубых колес

К_П = 1,2…1,3.

Полученное значение d_e2 округляем до стандартного значения 250 мм.

5. Определение числа зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни назначаем в пределах: Z₁ = 18…20. Принимаем 20.

Число зубьев колеса Z₂= U*Z₁=3,4*20=68

6. Определение внешнего (окружного) модуля передачи и фактического передаточного числа

Внешний окружной модуль конической передачи равен:

Полученное значение модуля m_te необходимо округлить до ближайшего стандартного значения принимаем 3 мм.

Уточняют фактическое передаточное число:

Отклонение полученного фактического передаточного числа от стандартного допускается в пределах ±3%.

7. Определение внешнего конусного расстояния и угла наклона зуба

Внешнее конусное расстояние (по принятому модулю m_te) равно:

Ширина венца b = ψ_Re*R_e = 0.28*120.614=33.77 мм

Уточним угол β_m (средний угол наклона зуба на делительном конусе). Для этого сначала определим β_е – наружный угол наклона зуба на делительном конусе по соотношению:

8. Определение углов делительных конусов и среднего окружного модуля

Углы делительных конусов:

Средний окружной модуль m_tm:

мм

Средний нормальный модуль m_nm:

мм

9. Проверка действительных контактных напряжений

Проверка действительных контактных напряжений выполняется после уточнения коэффициента нагрузки в зависимости от окружной скорости

где М₁ = 41,4*10³ – крутящий момент на шестерне, Н·мм;

b – длина зуба, мм.

Допускаемое отклонение действительных контактных напряжений от допускаемых должно находиться в пределах ± %.

10. Определение действительных напряжений изгиба в конической паре

, МПа

где Р – окружное усилие, Н;

β_m – средний угол наклона зуба на делительном конусе;

b – ширина венца, мм;

y – коэффициент формы зуба, его принимаем а зависимости от эквивалентного числа зубьев засчитываемого колеса (рассчитываются зубья того колеса, для которого произведение y[σ]_F меньше);

- торцовый коэффициент перекрытия:

11. Расчёт усилий в конической передаче

Окружное усилие

Н

d_m1 = m_m*Z₁ = 2.47*23=56.81 мм

Осевое усилие на шестерне

, Н

Радиальное усилие на шестерне

2. Расчёт и конструирование выходного вала редуктора

Расчёт вала осуществляем в три этапа (ориентировочный расчёт, расчёт диаметра вала в опасном сечении и расчёт на выносливость).

1. Ориентировочный расчет вала

Для выполнения ориентировочного расчета вала необходимо знать только величину крутящего момента, передаваемого валом. Наименьший диаметр вала равен (из расчёта на чистое кручение):

где М₁ – крутящий момент, Н·мм;

[τ] – допускаемое напряжение на кручение, МПа, рекомендуется принять [τ]=15…25МПа.

Полученное значение диаметра вала округляем до ближайшего большего значения по нормальному ряду диаметров (по ГОСТ 8032): d₁ = 21мм.

Имея значение минимального диаметра вала, переходят к его конструированию, т.е. определяем все диаметральные и линейные размеры вала. Диаметральные размеры вала:

Диаметр вала под подшипниками качения:

d_n1=d_в1 + (3…5) = 21+5=26, мм

Полученное значение диаметра вала под подшипника качения необходимо округлить до ближайшего большего значения из нормального ряда диаметром кратного 5 мм.

Диаметр вала под колесом:

d_k1 = d_n1+ (3…5) = 26+5=31, мм принимаем равным 34;

Максимальный диаметр вала (диаметр заготовки ):

d_max.1 = d_к1 + (3…5) = 34+5=39, мм

На рисунке 2 представлен эскиз тихоходного вала с нанесенными диаметрами. Линейные размеры кала определяем по эмпирическим зависимостям или путем расчета. Длину выходного конца вала рекомендуется назначить в пределах:

l_в1 = (1,5…1,8)*d_в1 = 35 мм

Длину посадочной поверхности под шестерню или зубчатое колесо (шкив) назначаем равной или большей ширины венца (обода шкива). Принятую длину посадочной поверхности согласуем с рассчитанной, исходя из прочности шпоночного соединения:

где h = 10 мм – высота шпонки;

t₁ = 6 мм – размер шпоночного соединения;

[σ]_см – допускаемое напряжение смятия, для стали [σ]_см – 100…120 МПа, для чугуна – 50…60 МПа.

Длину ступицы также согласуют с диаметром вала

l_K1 = 1,3*d_K = 44,2 мм, принимаем 45 мм.

Длину посадочной поверхности под подшипник качения (l_П1) принимают равной ширине внутреннего кольца подшипника по каталогу.

Длину буртика вала ∆ между посадочными поверхностями подшипника и колёса принимают по конструктивным соображениям (обычно ∆ ≈ 4…8 мм). Диаметр поверхности для буртика принимают по размеру проката и, как правило, не обрабатывают.

Определив все размеры (рисунок 3) вала переходят к его конструированию и составлению расчетной схемы вала.

Рисунок 3 Вал тихоходный