Нормальный модуль зацепления

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

m_n = (0.01 ÷ 0.02) а_W = (0.01 ÷ 0.02) ^. 160 =1.6÷3.2 мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-60* m_n = 2 мм (см. с. 36 [1]).

Примем предварительно угол наклона зубьев в = 10^о и определим число зубьев шестерни и колеса (см. формулы (3.12) и (3.13) [1]):

.

Принимаем z₁ = 31, тогда z₁ = z₁ ^. u = 31 ^. 4 = 124.

Уточненное значение угла наклона зубьев

.

Основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительные (см. формулу (3.17), с. 37 [1]):

;

.

Проверка:

.

Диаметры вершин зубьев:

d_a1=d₁+ 2m_n= 64+ 2^.2 = 68 мм;

d_a2 = d₂ + 2m_n = 256 + 2 ^. 2 = 260 мм;

ширина колеса: b₂ = y_baa_W=0,4 ^. 160 = 64 мм;

ширина шестерни: b₁=b₂ + 5 = 69мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

.

Для косозубых колес при v до 10 м/с назначаем 8-ю степень точности и принимаем К_Hх=1,0¸1,05.

Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила

;

Радиальная сила

;

Осевая сила

.

Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость

Коэффициент нагрузки

К_Н = К_Нa ^. К_Нb ^. К_Нu.

При y_bd=1,0, твердости НВ 350 и симметричном расположении колес относительно опор принимаем К_Hb≈1,04.

При u= 4,88м/с и 8-й степени точности К_Ha≈1,09 (см. табл. 3.4 [1]).

Для косозубых колес при u£ 5м/с К_Hu=1,0 (см. табл. 3.6 [1]).

Таким образом, К_H = 1,04 ^. 1,09 ^. 1,0 = 1,526.

Проверка контактных напряжений по формуле (3.6) [1]:

.

Проверочный расчет на контактную статическую прочность

При пиковой нагрузке

Расчетные контактные напряжения по формуле 3.21 [1]

.

Допускаемое контактное напряжение при действии пиковой нагрузки для стальных колес с улучшением

,

где предел текучести для стали 45 и диаметра заготовки свыше 120 мм s_т=340 МПа (табл.3.3 [1])

.

Условие прочности выполняется.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

По формуле (3.25) [1, с.41]

.

Коэффициент нагрузки [1, с.42].

По табл. 3.7 [1] при y_bd=1,1, твердости HВ £ 350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор К_Fb =1,1; К_Fu = 1,3 (см. табл. 3.8 [1]). Таким образом, коэффициент k_f=1,1×1,3=1,43.

К_Fa - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. При среднем значении коэффициента торцового перекрытия e_a = 1,5 и 8-й степени точности

.

Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_u(см. гл. III, пояснения к формуле (3.25) [1]):

- у шестерни ;

- у колеса .

и Y_F2=3,6 [1, с. 42].

Допускаемое напряжение определяем по формуле (3.24) [1]

.

По табл. 3.9 [1] для стали 45 улучшенной при НВ £ 350 предел выносливости при изгибе s⁰_Flimb=1,8 НВ.

Для шестерни s⁰_Flimb=1,8×230=415 МПа, для колеса s⁰_Flimb= 1,8×200 = =360 МПа.

[s_f]= [S_F]'^.[S_F]" - коэффициент безопасности (см. пояснения к формуле (3.24) [1]), где [S_F]¢=1,75 (по табл. 3.9 [1]) и [S_F]"=1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [S_F] = 1,75.

Допускаемые напряжения:

- для шестерни МПа;

- колеса МПа.

Находим отношения :

- для шестерни МПа;

- колеса МПа.

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

Определяем коэффициент Y_b , учитывающий наклон зубьев:

Y_b = 1 - = 1 - = 0,88.

Проверяем прочность зуба по формуле (3.25) [1]:

;

.

Условие прочности выполнено.

Проверочный расчет на изгибную статическую прочность

При пиковой нагрузке

Расчетные изгибные напряжения

.

Допускаемые изгибные напряжения при действии пиковой нагрузки для стальных колес с улучшением:

,

.

Условие прочности выполнено.

ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал. Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [t_K]= 25 МПа (по формуле (8.16) [1])

мм.

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора d_ДВ и вала d_В1. У выбранного двигателя диаметр вала d_ДВ=38 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под d_ДВ=38 мм и d_В1=32мм (округляем d_B1 из формулы до ближайшего числа из ряда на с. 161 [1]). Примем под подшипниками d_п=40 мм.

Ведомый вал. Принимаем [t_K]= 25 МПа.

Диаметр выходного конца вала (см. формулу (8.16) [1])

.

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d_B1 = 42 мм (см. гл. VIII, пояснения к формуле (8.16) [1]). Диаметр вала под подшипниками принимаем d_n2= 45 мм, под зубчатым колесом d_к2 = 50мм .

Диаметры остальных участков вала назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.