Проектирование привода двухвалкового рольганга, страница 4

4.1 Вначале рассчитываем вторую прямозубую пару, как более нагруженную и в основном определяющую габариты редуктора. Предварительный расчет выполняем по формуле:

Так, как, а_w изначально известно, то расчет ведем по y_ba:

y_ba – коэффициент ширины колеса относительно а_w;

 - находим из графика;

мм          МПа     Н×м     МПа

Значение y_ba  уточняем по ряду: y_ba=0,1

При этом по формуле

Определяем ширину колеса: мм

По таблице принимаем y_m=30 и находим модуль: т == 30/30 =1 мм. По табл.  назначаем m=1,5 мм.

Суммарное число зубьев:

При расчете прямозубых передач без смещения для сохранения принятого значения, а_w модуль следует подбирать так, чтобы  было целым числом.

Число зубьев шестерни:   Принимаем z₁=96.

Число зубьев колеса:

Фактическое передаточное число: , при этом погрешность 0,3%

Делительные диаметры шестерни и колеса:

мм;

мм.

4.2  Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряже­ниям:

Частота вращения колеса второй ступени n₄=53,6 м/c .

Окружная скорость:

м/с.

По таблице определяем 9-ю степень точности.

 Предварительно определяем: , где K_Hv=1,03, K_Hb=1,01

По формуле для s_H, учитывая, что для  нашего примера a_w=a=20°, sin2a=0,64.

МПа

569,19 МПа < 848,95 МПа

4.3 Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба.

 По графику при х=0 находим:            для шестерни     Y_F3=3,75;

                                                                для колеса           Y_F4 =3,77.

Расчет выполняем по тому из колес пары, у которого меньше .

В нашем случае:

Шестерня  МПа

Колесо  МПа

Примечание: Расчет выполняем по колесу.

По графику, K_Fb=1,04, по таблице выбираем K_Fv=1,07.

При этом                                   .

Далее,                                    Н.

 По форму­ле:

МПа

432,68 МПа < 470,57 МПа

Отмечаем, что для данной пары колес основным критерием работоспособности является контактная, а не изгибная прочность.

4.4 Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку.

По формуле,                           

МПа

МПа

804,96 МПа < 1540 МПа

По формуле ,                          

МПа

МПа

865,36 МПа < 1183б68 МПа

Условия прочности соблюдаются.

5.  Расчет быстроходной косозубой ступени.

5.1 Рассчитываем первую косозубую пару. Этот расчет можно выполнять с учетом или без учета уже известных размеров колес второй ступени редуктора. Во втором случае сохраняется порядок расчета, изложенный выше. При этом приходится выполнять корректировку расчетов в целях уменьшения габаритов и соблюдения условия одновременного погружения колес обеих ступеней в масляную ванну на рекомендуемую глубину . Тот же результат получают быстрее при расчете с учетом размеров колеса второй ступени.

Для определения ширины колес b_w используем формулу, решив ее относительно y_ba и приняв предварительно К_Hb=1:

Значение y_ba уточняем по ряду: y_ba=0,1

При этом по формуле

Определяем ширину колеса: мм

По таблице принимаем y_m=20 и находим модуль: т == 30/20 =1,5 мм. По табл.  назначаем m=1,5 мм.

Выполняя рекомендации, принимаем =1,2 и по формулу определяем:

Полученный угол попадает в рекомендуемых пределах b =8…20°.

Суммарное число зубьев:

Принимаем z_S=393.

Число зубьев шестерни:   Принимаем z₁=78.

Число зубьев колеса:

Фактическое передаточное число: , при этом погрешность 0,9%

Делительные диаметры шестерни и колеса:

мм;

мм.

Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:

мм;

мм.

Диаметры впадины зубьев шестерни и колеса:

мм;

мм.

Уточняем значение b по межосевому расстоянию:

5.2 Выполняем проверочный расчет по контактным напряжениям:

Предварительно    определяем    окружную    скорость:

м/с.

По табл. назначаем 9-ю степень точности.

По табл. Определяем: K_Hv=1,05, по графику, K_Hb=1,06

Кн= 1,05 ×1,06=1,1.

По табл. выбираем, K_Ha=1,13. По формуле:

В рекомендуемых пределах .

По формуле:

По формуле:

По формуле для s_H, учитывая, что для  нашего примера a_w=a=20°, sin2a=0,64.

МПа

287,52 МПа < 848,95 МПа