Выбираем материал для зубчатых колес. Для шестерни сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость HB=270; для колеса сталь 40Х термообработка – улучшение, твердость
3.1 Определим допускаемое контактное напряжение /1, формула 3.9/
/1,таб. 3.2/ для колеса σ H lim b =2 HB +70 – предел контактной выносливости при базовом числе циклов; NHO – базовое число циклов; NHE- срок службы; KHL- коэффициент долговечности; [SH]-коэффициент безопасности.
При HB 200-500 NHO=6*107.
При реверсивности привода N HE =30 nt , где n- частота вращения, t- срок службы.
т.к. 
где [σH1],[σH2]-допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса.
478,5≤626- условие выполнено.
При симметричного расположения зубчатого колеса относительно опоры коэффициент KHβ=1,15 /1, таб. 3.1/
Коэффициент ширины венца для шевронного зуба ψba=0.5
3.2 Определим межосевое расстояние /1. формула 3.7/
где Ka=43-для шевронного колеса.
Примем аw=125 мм.
3.3 Определим модуль зацепления
по ГОСТ 9563-60 mn=1,2 мм.
Примем предварительно угол наклона зубьев β=25º
3.4 Определим число зубьев шестерни
принимаем z1=27. Тогда 
Уточним значения угла наклона зубьев
угол β=28º9΄.
3.5 Определим основные размеры шестерни и колеса
а) делительные диаметры:
Проверим межосевое расстояние: 
б) диаметры вершен зубьев:
в) ширина колеса и шестерни:
г) коэффициент ширины шестерни по диаметру:
3.6 Определим окружную скорость колес
т.к. υ<10 м/с степень точности принимаем равную 8.
3.7 Определим коэффициент нагрузки
/1, таб. 3.5/ при ψbd=1,8,твердости HB<350 и симметричном расположении колес коэффициент KHβ=1,11.
/1, таб. 3.4/ при υ=1,09 м/с и 8-й степени точности коэффициент KHα=1,09.
/1, таб. 3,6/ для шевронных колес при скорости менее 5м/с коэффициент KHυ=1,0.
Проверим контактное напряжения /1, формула 3.6/
,
σH≤[σH]- условия прочности выполнено.
3.8 Определим силы действующие в зацеплении
а) окружная:
б) радиальная:
Проверка зубьев на выносливость /1, формула 3.25/
где Коэффициент нагрузки 
/1, таб. 3.7/ при ψbd=1,62,твердости HB<350 и симметричном расположении колес коэффициент KFα=1,25.
/1, таб. 3.8/ для шевронных колес при скорости до 3 м/с коэффициент KFυ=1,1.
Коэффициент, учитывающий форму зуба, YF зависит от эквивалентного числа зубьев zυ /1, формула 3.25/
у шестерни 
у колеса 
Коэффициенты YF1=3,7, YF2=3,6 /1, стр 42/
Определим коэффициенты Yβ и KFα /1, формула 3.25/
где средние значение коэффициента торцового перекрытия εα=1,5; степень точности n=8.
Допускаемое напряжение при проверки на изгиб /1, формула 3.24/
/1, таб. 3.9/ для стали 40Х улучшенной придел выносливости при отнулевом цикле изгиба σoFlim b =1,8HB МПа,
для шестерни 
для колеса 
Коэффициент безопасности [ SF ]=[ SF ] ΄ [ SF ] ΄΄ /1, формула 3.24/
/1, таб. 3.9/ [SF]΄=1,75 для стари 40Х улучшенной, коэффициент [SF]΄΄=1 для поковок и штамповок.
Допускаемые напряжения:
для шестерни 
для колеса 
т.к. реверсивность привода [σF2] уменьшаем на 20%, [σF2]=201,6 МПа.
Проверку на изгиб следует проводить для зубчатого колеса, для которого отношение [ σF ]/ Y F меньше.
для шестерни 
для колеса 
Проверку на изгиб проводим для колеса /1, формула 3.25/
σF2≤[σF2]-условие прочности выполнено.
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ
4.1 Ведущий вал
Вращающий момент: Т1=45,4 Н*м.
Допускаемое напряжение на кручение примем [τк]=20 МПа.
Окончательно принимаем dп1=25 мм.
4.2 Ведомый вал
Вращающий момент: Т2=240 Н*м,
Допускаемое напряжение на кручение примем [τк]=25 МПа.
Окончательно принимаем dв2=35 мм.
Окончательно принимаем dп1=40 мм.
4.3 Диаметр под зубчатым колесом
где r=2,5
Окончательно принимаем dк=50 мм.
Принимаем радиальные роликоподшипники легко узкая серия.
| Условное обозначение | d | D | B |
| Размеры, мм | |||
| 32205А 32308А | 25 40 | 52 90 | 15 23 |
Дата: 2019-05-28, просмотров: 213.
