Определим межосевое расстояние:
,
где Ка = 49,5 вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;
Yа = b2 / а – коэффициент ширины венца колеса, равны 0,28…0,36;
Тн = 1870 Н´м – вращающий момент на выходном валу редуктора;
u = 4 - передаточное отношение пары.
КНb = 1- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;
мм.
Принимаем ближайшее по ГОСТ 2185-66 аw = 180 мм.
Определим модуль зацепления m, мм:
,
где Кm=6,8 – вспомогательный коэффициент;
d2 – делительный диаметр колеса,
мм;
b2 – ширина венца колеса,
мм;
Примем b2=44 мм.
[σ]F =469 Н/мм2 – допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом;
.
Принимаем по ГОСТ2185-66 m = 4 мм.
Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:
;
Примем ZS =90 зубьев.
Определим число зубьев шестерни:
;
Примем Z1 =18 зуба.
Тогда
Z2 = ZS - Z1 = 90 - 18 =72.
Фактическое значение передаточного числа
Uф = Z2/Z1 = 72/18 =4
DU= = = 0 %,
что меньше допускаемых 4%.
Определим фактическое межосевое расстояние:
мм.
Определяем основные геометрические параметры шестерни и колеса. Полученные значения сведём в таблицу 4.1.
Таблица 4.1
Параметр |
Формула
мм
Диаметр
Ширина венца
Проверочный расчет
Проверим межосевое расстояние:
мм.
Проверка зубьев по контактным напряжениям:
sН = < [s]Н,
где КН = КНb ´ КНa ´ КНn - коэффициент нагрузки.
По таблице 4.2 при м/с и 9 степени точности КНa =1– коэффициент учитывающий распределенные нагрузки.
По таблице 4.3. для косозубых колёс при и 9 степени точности имеем КНv = 1,051;
К – вспомогательный коэффициент, К=436;
Ft – окружная сила в зацеплении,
Н;
Средние крутящий момент на колесе,
.
sН = Н/мм2.
sН= 1011 МПа < [s]Н =1127 Н/мм2
в передаче имеется недогрузка которая не должна превышать 10 %;
,
условие выполняется.
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:
.
где Ft – окружная сила в зацепление, Н;
КFα =1 – коэффициент, учитывающий распределенные нагрузки;
КFβ =1 – коэффициент неравномерности нагрузки;
КFυ =1,13 – коэффициент динамической нагрузки;
Yβ = - коэффициент, учитывающий наклон зубьев;
YF1 и YF2 – коэффициент формы зуба шестерни и колеса:
YF1= 4,2 при ,
YF2=3,61 при .
Н/мм2,
Н/мм2.
условие выполняется.
Нагрузки валов редуктора
5.1 Определим силы в зацеплении закрытых передач
Червячная передача
Окружная
Н.
Н,
Радиальная
Н.
Осевая
Н.
Н.
В проектируемом приводе цилиндрические пары с углом наклона зуба β=00, угол зацепления принят α=200.
Цилиндрическая передача.
Окружная
Н,
Н.
Радиальная
Н.
Определение консольных сил
В проектируемом приводе учитывается нагрузка вызываемая муфтами соединяющая редуктор с кормоприготовительным комбайном и двигатель с редуктором.
Дата: 2019-05-28, просмотров: 237.