Материал: Записка к курсачу
Так как HBср1-HBср2=505-285=220>70 и HBср2=285<350, то расчетное допускаемое напряжение:
Принимаем меньшее значение [σ]H=658,62 МПа
Поскольку редуктор соосный, то дальнеший расчет имеет свои особенности.
Определим коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам:
и ,
где и – коэффициенты концентрации нагрузки по ширине венца; и – коэффициенты динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи).
Зададимся
значением
Определим относительную ширину венца:
,
где =5,16.
При
расчете принимается
По
таблицам определяем
<15,
где
=nэд=184,11 мин-1– частота вращения быстроходного вала,
=33,923 – крутящий момент на валу,
=5,16 – передаточное число данной ступени редуктора, коэффициент определяется по табл. 5.4 в зависимости от вида передачи.
Для 8-й степени точности изготовления передачи получим, что
и
.
Находим значения коэффициентов нагрузки:
Межосевое расстояние a=100 мм.
Определим
коэффициент ширины быстроходной ступени
:
Принимаем
Определяем рабочую ширину колеса:
.
Ширина шестерни:
.
Вычислим модуль передачи по формуле:
,
где
=293
МПа – изгибное напряжение на колесе;
,
.
Тогда
.
Из стандартного ряда значений
по ГОСТ 9563–60 подходит значение
,но
из конструктивный соображений (во
избежание неприемлемых чисел
зубьев),принимаем
.
Минимально возможный угол наклона зубьев для косозубой передачи
.
Рассчитываем
предварительное суммарное число зубьев:
.
Округлив это число в меньшую сторону,
получаем
.
Определяем действительное значение угла и сравниваем его с минимальным значением:
,
.
Найдём число зубьев
шестерни
и колеса
,
учитывая что минимальное число зубьев
для косозубой цилиндрической передачи:
.
Итак получим:
,принимаем
z1=21;
Получим
.
Найдём
фактическое передаточное число
быстроходной ступени:
.
Таким образом погрешность составляет
2%,что меньше предельно допустимого
значения 4%,т.е. подходит.
Проверим
зубья колёс на изгибную выносливость.
Для колеса получим:
где
– коэффициент нагрузки при расчёте на
изгибную выносливость;
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, выбираем по табл. 6.4;
– коэффициент, учитывающий форму зуба, находится по табл. 6.2 ;
– коэффициент, учитывающий
наклон зуба.
Сравниваем
полученное значение напряжения с
допускаемым напряжением при расчёте
на изгиб зубьев колеса:
.
Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно.
,
,
где – модуль косозубых колёс;
– угол наклона зуба;
Проверка: ,откуда 33,071+166,929=2·100,т.е. 200=200 – верно.
Определим
диаметры окружностей вершин зубьев
и впадин зубьев
.
;
;
;
.
Определим силы, действующие на валы косозубых колёс.
Окружная сила:
,
Радиальная сила:
,
где – угол зацепления; – угол наклона зуба.
Осевая сила:
.
4.Предварительный расчёт валов редуктора
Расчет валов производится по ранее найденным значениям крутящего момента:
Для быстроходного вала определим диаметр посадочной поверхности:
мм;
Принимаем d=21
мм.
Из
таблицы определяем:
,откуда
получим посадочный диаметр под подшипник,
а также диаметр буртика, ограничивающего
подшипник:
мм,
Для быстроходного вала определим диаметр посадочной поверхности:
мм;
Принимаем d=42
мм.
Из
таблицы определяем:
,откуда
получим посадочный диаметр под подшипник,
а также диаметр буртика, ограничивающего
подшипник:
мм,
Для промежуточного вала определим:
;
Принимаем dK=34/35
(размер посадочных мест под подшипники).
Из таблицы определяем: ,откуда получим посадочный диаметр под подшипник, а также диаметр буртика, ограничивающего подшипник:
мм,
Диаметр буртика, ограничивающего колесо:
мм.
В данном случае целесообразно нарезать зубья шестерен непосредственно на валах ввиду незначительной разницы диаметров колеса и вала.
Рассчитаем ступицы для валов. Расчет заключается в определении диаметра и длины ступицы.
Для быстроходного вала:
мм;
мм.