Силы, действующие в зацеплении:
-окружная Ft=2T1/d1= Н;
-радиальная Fr=Ft×tga/cosb= Ft×tg20°/cos16,26° = Н;
-осевая Fa=Ft×tgb= Ft×tg16,26° =8152×0,292=2378 Н.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле
sF=(Ft×KF×YF×Yb×KFL)/b×mn<sFР.
Коэффициент нагрузки
KF=KFb×KFV,
где KFb-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (коэффициент концентрации нагрузки), при Yвd = 1,56, НВ < 350 и несимметричном расположении колес (учет натяжения клиноременной передачи) KFb=1,44 (табл. П.2.12);
KFV-коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности), KFV=1,1 (табл. П.2.13).
Таким образом
KF=KFb×KFV=1,44×1,1=1,58.
YF- коэффициент, учитывающий форму зуба определяем по эквивалентному числу зубьев ZV:
ZV1=Z1/cos 3b = ;
ZV2=Z2/cos 3b = .
Учитывая, что коэффициент смещения исходного контура x=0 коэффициент формы зуба YF будет иметь следующие значения:
для шестерни YF1=3,99 (табл. П.2.14);
для колеса YF2=3,6 (табл. П.2.14).
Допускаемые напряжения на изгиб
sFP=s°Flimb/SF,
SF=SF¢×*SF¢¢,
где SFmin -коэффициент безопасности;
SF¢×-коэффициент, учитывающий нестабильность материала зубчатых колес,
SF¢×-=1,75 (табл. П.2.15);
SF¢¢ -коэффициент, учитывающий способ получения заготовки для изготовления зубчатого колеса, для поковок и штамповок SF¢¢ =1,0.
Таким образом,
SF=1,75 ×1=1,75.
s°Flimb1 =1,8 НВ (табл. П.2.15).
s°Flimb1 =s°Flimb2 =1,8 × 200=360Мпа (и для шестерни и для колеса).
Допускаемые напряжения:
sFР1=sFР2 = МПа.
Определим коэффициенты:
Yb= 1- b/140 = ;
KFa=4+(xa-1)(n-5)/4xa;
xa-коэффициент торцевого перекрытия,
xa=1,5;
n-степень точности колес, n=8.
KFa=4+(xa-1) (n-5)/4xa= .
Проверяем прочность зуба по формуле
sF=(Ft×KF×YF×Yb× KFa)/b×mn=
Для шестерни
sF1 = МПа< sFР1 = 205,7 МПа
Для колеса
sF2 = МПа< sFР2 = 205,7 МПа
Условие прочности при изгибе зубьев выполнено.
Предварительный расчет валов редуктора
Расчет ведущего вала
Диаметр выходного конца вала
dв1=(16Т1/p[tк] )1/3,
где [tк]-допустимые касательные напряжения при кручении
[tк]=20-25МПа; .
dв1= мм.
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда (табл. П.2.24) dв2=40 мм. Высота буртов вала - в соответствии с табл. П.2.25. Диаметр вала под подшипниками dп2=50 мм (табл. П.2.16)..
Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений с учетом рекомендаций табл. П.2.24 и П.2.25.
Из технологических соображений целесообразно вал и шестерню выполнять в виде отдельных деталей, но в данном случае мы будем иметь слишком тонкую стенку между внутренним диаметром шестерни и шпоночным пазом, поэтому шестерню выполним за одно целое с валом. Конструкция ведущего вала приведена на рис. 3.
Рис.3. Конструкция ведущего вала
Расчет ведомого вала
Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, при расчете ведомого вала примем [tк]=20 МПа.
Диаметр выходного конца вала
dв2=(16Т2/p[tк])1/3= мм.
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда (табл. П.2.24) dв2=70 мм.
Высота буртов вала - в соответствии с табл. П.2.25. Диаметр вала под подшипниками dп2=75 мм (табл. П.2.16), под зубчатым колесом dк2=80 мм.
Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений с учетом рекомендаций табл. П.2.24 и П.2.25. Конструкция ведомого вала приведена на рис. 4.
Рис.4. Конструкция ведомого вала
Дата: 2018-11-18, просмотров: 472.