Выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость HB 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – HB 200.
Допускаемые контактные напряжения
,
=2HB+70
где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
KHL- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL=1; коэффициент безопасности 
=1,10.
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:
;
для шестерни 
МПа;
для колеса 
МПа
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение
МПа
Требуемое условие 
выполнено.
Коэффициент 
=1,25.
Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле
a 
=112мм
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
mn= 
= 
Принимаем mn =1,25мм.
Примем предварительный угол наклона зубьев 
и определим числа зубьев шестерни и колеса
Принимаем z1=50, тогда z2=z1*u= 
Уточненное значение угла наклона зубьев
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
Проверка: 
мм
диаметры вершин зубьев:
диаметры впадин зубьев:
- 2,5 mn = 
мм
-2,5 mn = 
мм
ширина колеса b2=ψbaaw= 
мм;
ширина шестерни b1=b2+5мм = 
мм.
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
ψbd= 
Окружная скорость колес и степень точности передачи
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки KH=KHβKHαKHν;
KHβ=1,08; KHα=1,08; KHν=1,0
KH =1,08∙1,08∙1,0=1,166
Проверка контактных напряжений
Силы, действующие в зацеплении:
окружная 
радиальная 
осевая 
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
Здесь коэффициент нагрузки KF=KFβKFν. При ψbd=0,78, твердости HB≤350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор KFβ=1,17, KFν=1,3.KF=1,17∙1,3=1,52; YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zν:
у шестерни 
у колеса 
YF1= 3,64 YF2=3,60
Допускаемое напряжение
;
Для шестерни 
МПа; для колеса 
МПа. [SF]=[SF]'[SF]"- коэффициент безопасности, где [SF]'=1,75, [SF]"=1. Следовательно, [SF]=1,75.
Допускаемое напряжение:
для шестерни 
для колеса 
Находим отношения 
для шестерни 
для колеса 
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше. Определяем коэффициенты Yβ и KFα:
для средних значений коэффициента торцового перекрытия εα=1,5 и 8-й степени точности KFα=0,92
Проверяем прочность зуба колеса:
МПа <[σF2] =206МПа.
Условия прочности выполняются.
Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Быстроходный вал
диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τк]=25 МПа
Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dв1.
dв1= (0,75…1,15) dдв =(0,75…1,15) *38 =(28,5…43,7)мм
У подобранного электродвигателя диаметр вала dдв =38мм.
Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под dдв =38мм, и dв1 =35мм. Примем под подшипниками
dп1 = dв1 +5=35+5=40мм ,
dпер = 
мм, df1 =60,88мм, d1=64мм, dа1=66,5 мм.
Рисунок 3.1– Конструкция ведущего вала
Тихоходный вал
Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем [τк]=20 МПа.
Диаметр выходного конца вала
Принимаем ближайшее большее значение dв2 =35 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем dп2 = dв2 +5=35+5=40мм, под зубчатым колесом
dк2 = dп2 +5=40+5=45мм, dпер = dк2 +5=50мм.
Рисунок 3.2 – Конструкция ведомого вала
Дата: 2019-07-24, просмотров: 239.
