Проектування зубчастої передачі редуктора (стр. 2 из 2)
Приймається стандартне значення m = 4 мм. Початковий діаметр:
шестерні
колеса
Діаметр кола вершин зубів:
шестерні
колеса
Діаметр кола западин між зубами:
шестерні
колеса
Міжосьова відстань
.Ширина колеса bк = yba a = 0,6 × 268,17 = 160,9 мм.
Приймається найближче стандартне значення bк = 160 мм.
Ширина шестерні bш = bк + m = 160 + 4 = 164 мм.
Приймається найближче стандартне значення bш = 160 мм.
Торцевий коефіцієнт перекриття
Осьовий коефіцієнт перекриття
Сумарний коефіцієнт перекриття
eg =ea + eb = 1,63 + 4,36 = 5,99.
Колова швидкість передачі
v = 0,5 dш wш =0,5 × 76,62 ×10-3 × 52 = 2 м/с.
Ступінь точності передачі
Ст1 = entier (10 – v1 / l) = entier (10 - 2 / 7) = 9,
де l = 7 - коефіцієнт, що приймається для шевронної передачі.
2.4 Перевірочний розрахунок зубів коліс зубчастої передачі на згинaльну і контактну витривалість
Визначаємо коефіцієнт kb, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині зубчастого вінця через пружні перекоси валів.
Для симетричного розташування передачі щодо опор при відносній ширині шестерні yd =bш /dш = 160/76,62 = 2 і при твердості зубів
HВ<350 kb = 1,25.
Визначається коефіцієнт kv, що враховує динамічне навантаження, яке виникає в зачепленні через погрішність виготовлення передачі по кроці зачеплення.
Для шевронної передачі при коловій швидкості v = 2 м/с і 9-го ступеня точності kv = 1,18.
Розрахункове значення колової сили
Еквівалентне число зубів шестерні 
Визначається коефіцієнт
= 3,98, що враховує вплив форми зуба шестерні на його міцність.Визначається коефіцієнт Yβ, що враховує вплив кута нахилу зуба на згинальні напруження:
Yβ = 1 - β˚ / 140 = 1 – 20 / 140 = 0,86.
Визначається коефіцієнт KFα, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між парами зубів у зоні двопарного зачеплення. Для шевронної передачі при ступіні точності Ст1 = 9 KFα = 1.
Розрахункові напруження згину в зуб’ях шестерні
Недовантаження складає
Таке недовантаження по згинальним напруженням зубів допустиме. Тому попередні розрахунки залишаються без змін.
Розрахункові контактні напруження
де ZM = 195 МПа⅛ - коефіцієнт, що залежить від механічних характеристик матеріалів коліс;
- коефіцієнт, що враховує форму сполучених поверхонь зубів зубчастих коліс;
- коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній;
KHα -коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між парами зубів у зоні двопарного зачеплення.Для шевронної передачі KHα = 1,1.Недовантаження по контактним напруженням складає
.Таке недовантаження по контактним напруженням не допустиме, але воно може стати допустимим при
МПа та при твердості 212,5НВ3. Проектування зубчастого колеса редуктора
Діаметр вала колеса
де [τ]к = 20 МПа – допустиме дотичне напруження для тихохідних валів редукторів при нежорстких вимогах до габаритів привода.
Зовнішній діаметр маточини.
dмат = 1,5 dвк + 10 мм = 1,5 × 70 + 10 = 115 мм.
Приймається dмат = 115 мм.
Довжина маточини
lмат = (1…1,5) dвк = (1…1,5) × 70 = 70…105 мм.
Приймається lмат = 90 мм.
Товщина обода
δо = 4 m + 12 мм = 4 × 4 +12 = 28 мм.
Внутрішній діаметр обода
Dк = dfк – 2 δо = 449,72 –2 × 28 = 393,72 мм.
Приймається Dк = 394 мм.
Товщина диску
c = 0,35 bк = 0,35 × 160 = 56 мм.
Приймається c = 56 мм.
Діаметр отворів
dо = 0,25(Dк - dмат) = 0,25 (394 - 115) = 69,75 мм.
Приймається dо = 70 мм, кількість отворів - 4.
Діаметр кола розміщення отворів
Dо = 0,5 (Dк + dмат) = 0,5 (394 + 115) = 254,5 мм.
Радіуси заокруглень R = 6 мм.
- приведена колова сила;