Материал: СМАЗКА РЕДУКТОРА
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
d2=2аw - d1=2 · 250 - 105=395 мм
Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:
dа1= d1+2m=105 + 2 · 5=115 мм dа2= d2+2m=395 + 2 · 5=405 мм
Диаметр окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:
df1= d1 - 2 · 1,25 · m=105 - 2 · 1,25 ·5 =92,5 мм df2= d2 - 2 · 1,25 · m =395 - 2 · 1,25 ·5 =382,5 мм
Ширина шестерни:
b1= b2 · 1,07 = 80 · 1,07 = 86 мм
Окружная скорость колеса:
V |
d |
2 |
n |
2 |
|
3,14 395 41,5 |
0,86 м / с |
|
|
|
|||||
60000 |
|
60000 |
|||||
|
|
|
|
||||
Результаты расчёта основных параметров передачи представлены в таблице 3.3.2
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
Таблица 3.3.2
|
Модуль |
Межосевое |
Число |
Делительный |
Ширина |
|
(мм) |
расстояние (мм) |
зубьев |
диаметр (мм) |
(мм) |
|
|
|
|
|
|
Шестерня |
5 |
250 |
21 |
105 |
86 |
|
|
|
|
|
|
Колесо |
|
|
79 |
395 |
80 |
|
|
|
|
|
|
3.4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ В ЗАЦЕПЛЕНИИ
Быстроходная ступень:
Окружная сила в зацеплении:
|
2 10 |
3 |
T |
|
2 172,77 10 |
3 |
|
|
|
||||
F |
|
|
5759 H |
|||
|
|
|
|
|||
t |
d |
|
|
|
60 |
|
|
1 |
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
Радиальная сила в зацеплении:
Fr=Ft·tg20º=5759· tg20º=2096 H
где α = 20º - стандартный угол.
Результаты расчёта представлены в таблице 3.4 1
Таблица 3.4.1
Окружная сила (Н) |
Радиальная сила (Н) |
Осевая сила (Н) |
|
|
|
5759 |
2096 |
0 |
|
|
|
Тихоходная ступень:
Окружная сила в зацеплении:
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
|
2 10 |
3 |
T |
|
2 781,3 10 |
3 |
|
|
|
|
|
|
|
F |
|
|
|
|
|
14881 H |
t |
d |
|
|
|
105 |
|
|
1 |
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
Радиальная сила в зацеплении:
Fr=Ft·tg20º=14881· tg20º=5416 H
где α = 20º - стандартный угол.
Результаты расчёта представлены в таблице 3.4 2
Таблица 3.4.2
Окружная сила (Н) |
Радиальная сила (Н) |
Осевая сила (Н) |
|
|
|
14881 |
5416 |
0 |
|
|
|
3.5 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧИ НА КОНТАКТНУЮ УСТАЛОСТНУЮ
ПРОЧНОСТЬ
Быстроходная ступень:
|
|
|
Z |
|
H |
a |
|||
|
|
|||
|
|
|
|
К |
|
Т (u 1) |
3 |
|
9600 |
1,583 172,77 (5 1) |
3 |
|
Б |
Н |
|
|
864 МПа |
|||||
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
b |
u |
|
180 |
45 5 |
||
w |
|
|
|
|
|
||||
|
|
2 |
Ф |
|
|
|
|
|
|
ZБ=9600 МПа1/2
Расчётные контактные напряжения в рамках допускаемых,
следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.
Тихоходная ступень:
|
|
Z |
Б |
|
К |
Н |
Т (u 1)3 |
|
|
9600 |
|
1,34 781,3 (3,76 1)3 |
|
|||
H |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
722 МПа |
||
aw |
|
|
|
b2 uФ |
|
250 |
|
|
80 |
3,76 |
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
ZБ=9600 МПа1/2
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
Расчётные контактные напряжения в рамках допускаемых,
следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.
3.6. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧИ НА ИЗГИБНУЮ УСТАЛОСТНУЮ
ПРОЧНОСТЬ
Быстроходная ступень:
Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:
σF2=KF · Ft · YFS2 · Yβ · Yε/b2m=0,24 · 5759 · 3,59 · 1 · 1/45 · 3=36,7 ≤ [σ] F2
где YFS2=3,59 - коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, принимается по таблице зависит от количества зубьев
KF = KFV. KFβ. KFα=1,09.0,188.1,18 =0,24- коэффициент нагрузки
Yβ =1 - коэффициент учитывающий угол наклона зуба;
Yε= 1 - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;
Оба коэффициента (Y) зависят от степени точности (8)
Расчётные напряжения изгиба в зубьях шестерни:
σF1= σF2 · YFS1/ YFS2 = 36,7 · 4,08/ 3,59 = 41,7 ≤ [σ] F1
Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых, следовательно,
изгибная прочность шестерни обеспечена.
Тихоходная ступень:
Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:
σF2=KF · Ft · YFS2 · Yβ · Yε/b2m=0,23 · 14881 · 3,6 · 1 · 1/80 · 5=30,8 ≤ [σ] F2
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
где YFS2=0,23 - коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, принимается по таблице зависит от количества зубьев
KF = KFV. KFβ. KFα=1,03.0,188.1,18 = 0,23- коэффициент нагрузки
Yβ =1 - коэффициент учитывающий угол наклона зуба;
Yε= 1 - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;
Оба коэффициента (Y) зависят от степени точности (8)
Расчётные напряжения изгиба в зубьях шестерни:
σF1= σF2 · YFS1/ YFS2 = 30,8 · 4,08/ 3,6 = 34,9 ≤ [σ] F1
Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых, следовательно,
изгибная прочность шестерни обеспечена.
Результаты расчёта передачи на прочность представлены в табл.3.6.1
Таблица 3.6.1
|
|
|
Расчётные |
Допускаемые |
|
|
|
напряжения |
напряжения |
|
|
|
|
|
Быстроходная |
Расчёт на контактную усталостную |
864 |
875 |
|
ступень |
прочность |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Расчёт на |
Шестерня |
41,7 |
382 |
|
усталостную |
|
|
|
|
изгибную |
|
|
|
|
Колесо |
36,7 |
382 |
|
|
прочность |
|
|
|
|
|
|
|
|
Тихоходная |
Расчёт на контактную усталостную |
722 |
875 |
|
ступень |
прочность |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Расчёт на |
Шестерня |
34,9 |
382 |
|
усталостную |
|
|
|
|
изгибную |
|
|
|
|
Колесо |
30,8 |
382 |
|
|
|
|||
|
прочность |
|
|
|
|
|
|
|
|