Принимаем коэффициент концентрации нагрузки при симметричном расположении колёс 
[1,табл.10.5]; коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию с учётом твёрдости материала 
[1,табл.10.1].
Межосевое расстояние из условия прочности по контактным напряжениям
где 
для косозубых колёс.
Стандартное межосевое расстояние 
[1,табл.10.1].
Нормальный модуль зацепления с учётом твёрдости колёс [1,табл.10.1].
принимаем 
[1,табл.10.1].
Угол наклона зубьев должен находиться от 
до 
[1,табл.10.1].
Предварительно принимаем угол наклона зубьев 
Число зубьев шестерни
принимаем 
Число зубьев колеса 
Фактическое значение 
Отклонения фактического передаточного отношения от расчётного нет (допускается ±4,0%).
Угол наклона зубьев
.
Основные размеры шестерни и колеса
Диаметры делительные
проверка 
диаметры вершин зубьев
диаметры впадин зубьев
ширина зубчатого венца колеса и шестерни
Проверочный расчёт зубьев колёс по контактным
Напряжениям
Коэффициент ширины шестерни по диаметру
Окружная скорость колёс
При данной скорости принимаем 8-ю степень точности [1,табл.10.7].
Коэффициент нагрузки
где 
коэффициент концентрации нагрузки [1,табл.10.9];
коэффициент распределения нагрузки между зубьями [1,табл.10.11];
коэффициент динамической нагрузки [1,табл.10.10].
Прочность зубьев по контактным напряжениям
Недогрузка 
Допускается недогрузка не более 15%, а перегрузка не более 5%.
Силы в зацеплении
Силы, действующие в зацеплении:
окружная 
радиальная 
осевая 
Проверочный расчёт зубьев колёс по напряжениям изгиба
Коэффициент нагрузки
где 
коэффициент концентрации нагрузки [1,табл.10.9]
коэффициент распределения нагрузки между зубьями [1,табл.10.11];
коэффициент динамической нагрузки [1,табл.10.10].
Эквивалентное число зубьев
у шестерни 
у колеса 
Коэффициенты формы зуба 
[1,табл.10.8].
Коэффициент наклона зуба
Прочность зуба шестерни и колеса на изгиб
Условие прочности выполнено.
Проектировочный расчёт валов редуктора
Материал валов принимаем сталь 45, термическая - обработка улучшение. Проектировочный расчёт валов выполняем по касательным напряжениям от кручения, то есть не учитываем напряжения от изгиба, влияние концентраторов напряжений и циклический характер действия напряжений. Поэтому для компенсации приближённости проектировочного расчёта допускаемые напряжения принимаем заниженными :
[t]=15...25 МПа.
Быстроходный вал
Диаметр выходного конца вала
Так как быстроходный вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя ( 
необходимо согласовать диаметры выходного конца быстроходного вала редуктора и выходного конца ротора электродвигателя в пределах одного номинального момента муфты. Принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП 250-38-1.1-32-1.2-У3 ГОСТ 21424-93 (п.4), у которой одна полумуфта с цилиндрическим отверстием под вал диаметром 38 мм, а другая- с цилиндрическим отверстием под вал диаметром 32 мм. Таким образом, принимаем 
С учётом типоразмеров подшипников качения и необходимости на валу буртика определённой высоты [1,табл.14.1] для упора ступицы полумуфты при сборке редуктора, принимаем диаметр вала под подшипниками 
Предполагаемый диаметр вала под шестернёй 
Условие совместного изготовления вала заодно с шестернёй 
[1,табл.10.12].
Расстояние от впадин зубьев шестерни до шпоночного паза
где 
глубина шпоночного паза во втулке [1,табл.7.1];
диаметр впадин зубьев шестерни (см.п.3.1.2).
Так как X€0,то изготовляем вал-шестерню (материал сталь 45).
Диаметры остальных участков вала назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
Тихоходный вал
Диаметр выходного конца вала
Принимаем из стандартного ряда [1,табл.14.1] 
С учётом типоразмеров подшипников качения и необходимости на валу буртика определённой высоты [1,табл.14.1] для упора ступицы ведущей звёздочки при сборке редуктора, принимаем диаметр вала под подшипниками 
Диаметр вала под колесом 
Диаметры остальных участков вала назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
Дата: 2019-12-10, просмотров: 281.
