Проектирование индивидуального привода (стр. 2 из 5)

м/с.

Назначаю восьмую степень точности.

Проверочный расчет передач.

Расчет тихоходной ступени. Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

;

Здесь по табл. 3.5, 3.6 и 3.9 значения коэффициентов:

Проверяем контактные напряжения:

;

.

Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени.

Окружная сила:

Н;

Радиальная сила:

Н.

Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба:

Определю коэффициент нагрузки К_F=K_Fβ∙K_Fγ=1.37∙1.15=1.57;

здесь K_Fβ=1,37 (табл. 3.7 [1]);

K_Fγ=1.15 (табл. 3.8 [1]).

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям Y_F выбираем в зависимости от чисел зубьев:

для шестерни z₃=62, Y_F3=3,62;

для колеса z₄=187, Y_F4=3,6.

Допускаемое напряжение по формуле (3.24 [1]):

.

По табл. 3.9 [1] для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба:

;

для шестерни

;

для колеса

.

Коэффициент запаса прочности

, по табл. 3.9 [1]:

;

;

.

Допускаемые напряжения и отношения

:

для шестерен:

; ;

для колеса:

; .

Найденное отношение меньше для колеса. Следовательно дальнейшую проверку проводим для зубьев колеса.

.

Проверочный расчет быстроходной передачи.

Коэффициент нагрузки К_Н:

;

Проверяем контактные напряжения:

что типично для быстроходных ступеней.

Силы в зацеплении:

Проверяем зубья по напряжениям изгиба:

Для этого определяю коэффициент нагрузки:

К_F=K_Fβ∙K_Fγ=1∙1.45=1.45;

для z₁=30; Y_F1=3.8;

z₂=95; Y_F2=3.6.

Допускаемое напряжение:

Для стали 45 улучшенной:

;

для шестерни

;

для колеса

.

Коэффициент запаса прочности

, по табл. 3.9 [1]:

;

;

.

Допускаемые напряжения и отношения

:

для шестерен:

; ;

для колеса:

; .

Дальнейшую проверку проводим для колеса, так как для него

меньше.

Проверяем зуб колеса:

.

4. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОМПОНОВОЧНЫХ РАЗМЕРОВ

Предварительный расчет валов.

Из выше приведенных расчетов крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

Вал I:

Н∙мм;

Вал II:

Н∙мм;

Вал III:

Н∙мм;

Вал IV:

Н∙мм.

Диаметр выходного вала I при

.

;

d_дв=32 мм;

Диаметр вала под шкивом: 32 мм.

Диаметр вала II под шкивом:

.

Принимаем d_дв=32 мм;

Диаметры шеек под подшипники d_П2=35 мм.

Диаметры под ведущей шестерней d_К1=40 мм.

У промежуточного вала III расчетом на кручение определяю диаметр опасного сечения под шестерней z₃ по пониженным допускаемым напряжениям

:

.

Принимаю диаметр под шестерней z₃ – 45 мм, под подшипниками

, под колесом ;

Ведомый вал IV рассчитываем при

.

Диаметр выходного конца вала:

.

Принимаю

; диаметр под подшипниками d_n4=60 мм;

диаметр под колесом d_K4=65 мм.

Конструктивные размеры шестерен и колес.

Быстроходная ступень.

шестерня:

d₁= 60 мм;

d₂= 64 мм;

b₁= 38 мм;

d_f= d₁ – 2.5m_n= 55;

d_K1=40 мм;

- расстояние х меньше 2,5∙2= 5, поэтому принимаю вал-шестерню.

колесо:

d₂= 190 мм;

d_a2= 194 мм;

b₂= 32 мм.

Диаметр и длина ступицы колеса:

;

.

Принимаю

.

Толщина обода

;

Принимаю

;

Толщина диска с = 0,3∙b₂ = 0.3∙32=9,6.

Принимаю с= 9мм.

Тихоходная ступень.

шестерня:

d₃= 115 мм;

d_а3= 120 мм;

b₃= 58 мм;

d_K3=45 мм;

.

Принимаю

.

Колесо:

d₄= 365 мм;

d_a4= 360 мм;

b₄= 50 мм.

d_K4=65 мм;

;

.

Принимаю

;

с = 0,3∙b₄ = 0.3∙50=15 мм.

Конструктивные размеры корпуса редуктора.

Толщина стенок:

;

.

Принимаю

.

Толщина фланцев: