Т2=19.47×103 Н×мм – вращающий момент вала колеса;
- условие выполняется
на 2.3% - условие выполняется.
Проверка зубьев колес на изгиб:
; [2, c.41 - 42];
окружное усилие:
(Т1 – вращающий момент на валу шестерни);
YF - коэффициент, учитывающий форму зуба.
YF(ш) = 3.98 (при x=0, z1 =27)
YF(к) = 3.75 (при x=0, z2 =74) по рис. 8.20а [1].
Расчет ведем по тому из колес пары (передачи), у которого меньше
В нашем случае:
Расчет проводим по колесу.
По графику 8.15 [1] ;
По таблице 8.3 [1] .
; 98.77< 283.9 – условие выполняется.
Расчетные напряжения изгиба не превышают допустимые.
Тихоходная ступень.
Межосевое расстояние а найдем по формуле:
, [2, c.32]
Принимаем значения коэффициентов: yba= 0.25 – ширины венца;
KHb =1.03 – неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии; KHV =1.05 – динамической нагрузки.
ybd= 0.5×yba (U+1)=0.5×0.25×(2.5+1)=0.438
Принимаем а = 90 мм по ГОСТ 2185 – 66.
тогда ширина венца колеса: b2 = yba×a= 0.25×90= 22.5мм,
ширина венца шестерни: b1 = b2 +5 =27.5 мм.
модуль m= (0,01…0,02) a= 0.90…1.8 принимаем m =1.5,
суммарное число зубьев zå = 2a /m= 2×90/1.5=120,
число зубьев шестерни: z1 = zå /(u+1)= 120 /3.5 =34;
колеса: z2 = zå – z1 = 120 – 34 = 86,
уточняем передаточное отношение: и = z2 / z1 = 86 /34= 2.53 (оно не превышает допускаемого значения).
Рассчитаем основные геометрические параметры:
Диаметр шестерни: d1=z1×m=34×1. 5=51 мм
Диаметр колеса: d1=z1×m=86×1.5=129 мм
Диаметр выступов шестерни: da1 = d1+2m = 51+2×1.5 =54 мм
колеса: da2 = d2+2m = 129+2×1.5 =132 мм
Диаметр впадин шестерни: df1 = d1 – 2.5m=51 – 2.5×1.5=47.25 мм
колеса:df2 = d2 – 2.5m=129 – 2.5×1.5=125.25 мм
Проверка зубьев колес на контактную выносливость:
; (расчет ведем по колесу)
Т3=47.22×103 Н×мм – вращающий момент вала колеса;
- условие выполняется
на 4.15% - условие выполняется.
Проверка зубьев колес на изгиб:
; [2, c.41 - 42];
окружное усилие:
(Т1 – вращающий момент на валу шестерни);
YF - коэффициент, учитывающий форму зуба.
YF(ш) = 3.84 (при x=0, z1 =34)
YF(к) = 3.78 (при x=0, z2 =86) по рис. 8.20а [1].
Расчет ведем по тому из колес пары (передачи), у которого меньше
В нашем случае:
Расчет проводим по колесу.
По графику 8.15 [1] ;
По таблице 8.3 [1] .
; 94.27< 259.2 – условие выполняется.
Расчетные напряжения изгиба не превышают допустимые.
5. Предварительный расчет валов.
; [2, стр.161] - расчетный диаметр выходного конца вала;
где - допускаемое напряжение;
- предел выносливости;
- предел прочности;
коэффициент запаса прочности: n=2;
коэффициент концентрации напряжения: R=1.5;
Быстроходный вал:
Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), то есть сталь 40Х. По табл. 3.3 [2] при диаметре заготовки до 120мм среднее значение .
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Допускаемое напряжение
Так как на валу установлена шпонка, то расчетный диаметр увеличивается на 5%.
действительный диаметр вылета вала:
принимаем dн =10 мм;
диаметр под подшипники примем dп =15 мм;
длина выходного конца lн=15 мм; L=135мм
Рис. 6. Вал-шестерня.
Для промежуточного и тихоходного валов принимаем материал сталь 40.
предел прочности стали 40:
Промежуточный вал:
принимаем dн =13 мм;
диаметр под подшипники примем dп =15 мм;
диаметр бурта dб =20 мм; L=105мм
Рис. 7. Вал промежуточный.
Тихоходный вал:
принимаем dн =17 мм;
dп =20 мм; dб =30 мм; lн=25.5;L=145мм;
Рис. 8. Вал тихоходный.
6. Компоновка редуктора.
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.