Расчет цилиндрического косозубого одноступенчатого редуктора (стр. 4 из 6)

Диаметры впадин

проверяем межосевое расстояние:

3.1.7 Определение окружной скорости в зацеплении

Окружная скорость в зацеплении

определяется по формуле:

при степени точности 9 равна 4м/с [3]

3.1.8 Проверка значения коэффициента ширины зубчатого венца

Ширина зубчатого венца колеса:

3.1.9. Уточнение коэффициента нагрузки

Коэффициент нагрузки равен:

.

Уточненные значения:

Уточненный коэффициент

3.1.10. Проверка величины расчетного контактного напряжения

, [3]

3.1.11 Проверка контактной прочности при кратковременных перегрузках

где

- расчетное контактное напряжение, МПа;

.

3.1.12 Проверка зубьев на выносливость при изгибе

, [3]

где Т₂ – вращающий момент на валу колеса,

;

K_FL – коэффициент нагрузки;

d₂ – делительный диаметр колеса, мм;

b₂ – ширина зубчатого венца колеса;

m_n – модуль;

Yβ - коэффициент, учитывающий наклон зубьев;

Y_F – коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев

Значения [σ]_F = 470,59 Мпа,

Определим отношения:

[σ]_F1/Y_F1 = 470,59/4,07=115,62;

[σ]_F2/Y_F2 =470,59/0,87 = 540,91.

Отношение [σ]_F1/Y_F1> [σ]_F2/Y_F2. Расчет выполняется для колеса - менее прочного из пары зубчатых колес, т.е. для того, у которого отношение [σ]_F/Y_F имеет меньшее значение.

Коэффициент нагрузки определяется по формуле:

К_FL= К_Fα К_Fβ К_FV [3]

где К_Fα - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; К_Fα =1

К_Fβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, К_Fβ=1,2 [3];

К_FV – коэффициент динамичности нагрузки, К_FV=1,1 [3]

К_FL=1,32

.

Проверка зубьев на выносливость при изгибе:

σ_F2=

3.1.13 Проверка зубьев на изгиб при кратковременных перегрузках

где

- расчетное напряжение при изгибе.

Определяем силы в зацеплении:

Определение и сведение в таблицу основных параметров зубчатой передачи

Основные параметры зубчатой передачи		Обозначение и численное значение
1	Вращающий момент на ведомом валу,	T2=790
2	Угловые скорости валов, рад/с	=48,15
		=12,04
3	Межосевое расстояние, мм	aw=112
4	Модуль, мм: нормальный	,5
5	Угол наклона зубьев, град
6	Направление наклона зубьев шестерни	правое
7	Число зубьев: шестерни	=17
	колеса	=68
8	Диаметр делительный, мм шестерни	d1=45
колеса	d2=180
9	Диаметр вершин, мм: шестерни	da1=50
колеса	da2=184
10	Диаметр впадин, мм: шестерни	df1=39
колеса	df2=173
11	Ширина зубчатого венца, мм: шестерни	b1=51
колеса	b2=45
12	Силы в зацеплении, Н: окружная	Ft=8888,89
радиальная	Fr=3410,38
осевая	Fa=2963,7

3.2 Ориентировочный расчет валов редуктора

3.2.1 Проектирование валов

На первом этапе расчета известен лишь крутящий момент, численно равный передаваемому на вал вращающему моменту, определенному при кинематическом расчете привода. Величину изгибающего момента определяют после разработки конструкции вала по результатам компоновки редуктора. Поэтому проектный расчет вала выполняют для определения диаметров его выходного конца, посадочных поверхностей под ступицу колеса и подшипники.

3.2.2 Расчет диаметров выходных концов валов

Находим

из условия прочности на кручение:

, [4]

где

– крутящий момент, ;

– допускаемое напряжение при кручении, . Для валов из стали 45 принимают . Принимаем

Рассчитаем диаметр выходного конца ведущего вала

:

Принимаем

dв1 =38мм из стандартного ряда.

Т.к. плоскоремённая передача, исполнение длинное

[4]

Рассчитаем диаметр выходного конца второго (ведомого) вала

:

.

Примем

из стандартного ряда. [4]

Длина выходного конца ведомого вала

.

3.2.3 Расчет диаметров валов под подшипники и под зубчатые колеса

Диаметр вала

под подшипники определяется по следующему соотношению:

, [4]

Выберем диаметр

из стандартного ряда внутренних диаметров подшипников качения:

Диаметр

под зубчатое колесо определяют по следующему соотношению:

[4]

.

Выберем диаметр

из стандартного ряда посадочных размеров [1]