Редуктор циліндричний прямозубий. Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок передачі. Розрахунок прямозубої циліндричної передачі, страница 2

- для шестерні                       

- для колеса         

Тоді розрахункове допустиме контактне напруження дорівнює:

[σ_Н]= [σ_Н2= 495 МПа .

2.3. Визначаємо допустимі напруження згину:

 

де: σ⁰_Flimb – границя згинальної витривалості при базовій кількості циклів навантажень.

За табл.3.9.[5] приймаємо:

σ⁰_Flimb=(1,8·НВ)МПа;

K_FL – коефіцієнт довговічності; при навчальному проектуванні передач приймаємо K_FL=1,0;

[S_F] – коефіцієнт безпеки;

[S_F]= [S_F]′· [S_F]",

де: [S_F]′ - коефіцієнт, що враховує нестабільність властивостей матеріалу зубчастих коліс; для поліпшеної сталі з твердістю менше 350  НВ: [S_F]′=1,75;

[S_F]" – коефіцієнт, що враховує спосіб отримання заготівки; для поковок і штамповок [S_F]"=1,0.

Тоді:

[S_F]=1,75 ∙1,0=1,75.

Для шестерні:

Для колеса:

2.4. Визначаємо міжосьову відстань:

a_w=K_a(U₂ +1) ∙;

де: Т₃ – обертальний момент на колесі; Т₃=108Н ∙м;

    К_а – коефіцієнт, що враховує форму зуба; для прямозубих К_а=49,5;

   К_НВ – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині зуба; за табл..3.1.[5] приймаємо К_НВ=1,2;

ψ_ba – коефіцієнт ширини вінця колеса по міжосьовій відстані; приймаємо ψ_ba=0,25.

 Тоді:

Приймаємо за ГОСТ 2185-66 (стр.36[5]) а_w=180мм.

2.5. Визначаємо нормальний модуль зачеплення:

m_n=(0,01÷0,02) ·a_w;

m_n=(0,01÷0,02) ·180=(1,8÷3,2)мм.

Приймаємо за ГОСТ 9563-60 (стр.36[5]) m_n= 3 мм.

2.6. Визначаємо кількість зубів:

- шестерні:

- сумарна:

- колеса:

2.7. Визначаємо ділильні діаметри:

- шестерні:

-колеса:   

2.8.Визначаємо діаметри виступів:

- шестерні:

- колеса:  

2.9. Визначаємо діаметри западин:

- шестерні:

- колеса:

2.10.Перевіряємо міжосьову відстань:

2.11. Визначаємо ширину коліс:

- колеса:

За табл.18.1[2] приймаємо в₂=45мм;

- шестерні:

За табл..18.1[2] приймаємо в₁=40мм.

Коефіцієнт ширини шестерні за діаметром:

2.12.Визначаємо сили,що діють в зачепленні:

- колова:

- радіальна:

де: - кут зачеплення, за ГОСТ 13755-81  .

 Тоді:

Рис.2.Схема сил, що діють в зачепленні прямозубої передачі.

2.13. Визначаємо колову швидкість коліс:

При даній швидкості призначаємо восьму степінь точності виготовлення передачі.

2.14.Перевіряємо контактну міцність передачі:

,

де: К_Н – коефіцієнт навантаження.

де: К_Нα – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження між зубами; за табл.3.4.[5] приймаємо К_Нα=1,06;

К_Нβ – коефіцієнт , що враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині вінця;за табл..3.5.[5] приймаємо К_Нβ=1,08;

К_НV – коефіцієнт динамічності; за табл..3.6[5] приймаємо К_HV=1,05.Тоді:

Тоді:

Отже, , тобто передача недовантажена.

 Недовантаження складає:

2.15.Перевіряємо міцність зубів на згин:

де: Y_F – коефіцієнт форми зуба; за ГОСТ 21354-75 приймаємо: Y_F1=3,90 і Y_F2=3,60;

Y_β – коефіцієнт нахилу зубів; для прямозубих коліс приймаємо Y_β=1,0;

К_Fα – коефіцієнт перекриття; приймаємо в навчальних цілях К_Fα=0,92;

К_F – коефіцієнт навантаження.

К_F=K_Fβ·K_FV ,

де: K_Fβ – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині вінця; за табл..3.7.[5] приймаємо K_Fβ=1,12;

K_FV – коефіцієнт динамічності; за табл.3.8[5] приймаємо K_FV=1,35.

Тоді:

К_F=1,12 ·1,35=1,512.

Знаходимо відношення:

-  для шестерні:

-  для колеса:

Подальший розрахунок проводимо для зубів колеса:

Отже,

Умова  згинальної витривалості виконується.

3. Проектний розрахунок валів редуктора.

3.1. Ведучий вал.

Діаметр вихідного кінця при допустимому напруженні []=25мПа визначаємо за формулою:

d===24.3мм.

Приймаємо d =25мм. Приймаємо діаметр під валу підшипник: d= d +5=25+5=30мм. Шестерню виконуємо як одне ціле з валом. Діаметр западини шестерні  d=64,5мм;