Расчет редуктора 3 (стр. 2 из 5)

диаметры вершин зубьев:

d_a1=d₁+2m_n=68,86+2·2=72,86 мм;

d_a2=d₂+2m_n=251,14+2·2=255,14 мм;

диаметры впадин зубьев:d_f1=d₁ - 2m_n=68,86-2·2=64,86 мм;

d_f2=d_{2 -} 2

=251,14-2·2=247,14 мм;

определяем ширину колеса : b2=

определяем ширину шестерни: b₁=b₂+5мм =64+5=69 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

При такой скорости для косозубых колёс принимаем 8-ю степень точности, где коэффициент нагрузки равен:

К_Нβпринимаем равным 1,04.

, т.к. твердость материала меньше 350НВ.

Таким образом, K_H=1,04·1,09·1,0=1,134.

Проверяем контактные напряжения по формуле:

Рассчитываем перегруз:

Перегруз в пределах нормы.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная:

;

радиальная:

,

где

=20⁰ -угол зацепления в нормальном сечении;

=9,07⁰ -угол наклона зубьев.

осевая:

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

.

,

где

=1,1 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (коэффициент концентрации нагрузок);

=1,1 – коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности);

-коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев

Тогда:

Допускаемое напряжение по формуле

.

Для стали 45 улучшенной при твердости НВ≤350 σ⁰_{F lim b} =1,8 НВ.

Для шестерни σ⁰_Flimb=1,8·230=415 МПа; для колеса σ⁰_Flimb=1,8·200=360 МПа.

[S_F]=[S_F]΄[S_F]˝ - коэффициент безопасности, где [S_F]΄=1,75, [S_F]˝=1 (для поковок и штамповок). Следовательно, .[S_F]=1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни

МПа;

для колеса

МПа.

Находим отношение

:

для шестерни

;

для колеса

.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Y_β и K_Fα:

,

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

=1,5 - коэффициент торцового перекрытия;

n=8 -степень точности зубчатых колес.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

;

Условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Диаметры валов определяем по формуле:

.

Для ведущего вала [τ_к] = 25 МПа; для ведомого [τ_к] = 20 МПа.

Ведущий вал:

Для двигателя марки 4А 160М6У3

=48 мм. Диаметр вала d_в1=48

Примем диаметр вала под подшипниками d_п1=40 мм

Диаметр муфты d_м=0,8·

= =38,4 мм. Принимаем d_м=35 мм.

Свободный конец вала можно определить по приближенной формуле:

,

где d_п – диаметр вала под подшипник.

Под подшипниками принимаем:

Тогда l=

Схематичная конструкция ведущего вала изображена на рис. 3.1.