|
(42) |
а1 = 0,8*11,57 = 9,26.
3.5.6Наружный диаметр ступицы, мм:
|
(43) |
где d - внутренний диаметр ступицы, равный диаметру концевого участка быстроходного вала редуктора: d2 = 32 мм.
Округлим диаметр до .
3.5.7 Внутренний диаметр обода, мм:
|
(44) |
Округлим диаметр до .
3.5.8 Для ведущего шкива длина ступицы lст1 равна длине конца быстроходного вала редуктора, то есть lст1 = 82мм
3.5.9 Угол фасок согласно ГОСТ 10948-64 принимаем равным 450. Размеры фасок зависят от диаметра ступицы: в нашем случае фаски имеют размеры 1,2*450.
4. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
Исходные данные: вращающий момент на ведомом валу зубчатой передачи Т3 = 737,3 Н*м; угловые скорости с-1 и с-1; U2 = 5; tр = 3000 часов; ; , .
В качестве материала для изготовления зубчатых колес выберем Сталь 45. Термообработка - нормализация (закалка на воздухе). Твердость по Бриннелю: для шестерни - 200 HB, для колеса - 180 HB.
4.1 Определение числа циклов нагружения:
|
(45) |
Зубьев шестерни:
Зубьев колеса:
4.2. Допускаемые напряжения при расчете зубьев на усталостную контактную прочность, МПа:
|
(46) |
где - предел выносливости зубьев при контактном нагружении, МПа:
|
(47) |
для шестерни
для колеса
- коэффициент безопасности для зубчатых колес с однородной структурой материала (;
- коэффициент долговечности:
- базовое число циклов нагружения зубьев.
для шестерни
|
(48) |
Так как , коэффициент .
для колеса
|
(49) |
Рассчитаем допускаемые напряжения на усталостную контактную прочность, МПа:
для шестерни
для колеса
Допускаемое контактное напряжение для косозубой передачи, МПа:
|
(50) |
4.3. Допускаемые напряжения при расчете зубьев на усталостную изгибную прочность:
|
(51) |
где - предел выносливости зубьев при изгибном нагружении ,МПа:
|
(52) |
для шестерни
для колеса
- коэффициент безопасности (); - коэффициент реверсивности (при нереверсивной передаче ).
Коэффициент долговечности :
здесь базовое число циклов нагружения;
для шестерни
|
(53) |
Коэффициент долговечности ;
для колеса
|
(54) |
Коэффициент долговечности .
Произведем вычисления усталостной изгибной прочности, МПа:
для шестерни
для колеса
4.4 Межосевое расстояние из условия контактной усталостной прочности, мм:
|
(55) |
где - коэффициент для косозубых передач; Т3 - вращающий момент на валу колеса; - эквивалентное допускаемое контактное напряжение;
- коэффициент ширины зубчатого венца в зависимости от расположения шестерни относительно опор;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (для прирабатывающихся зубчатых колес).
Округлим до ближайшего большего стандартного значения по
ГОСТ 2185-66: .
4.5 Модуль зубьев вычислим по формуле, мм:
|
(56) |
4.6. Суммарное число зубьев шестерни и колеса:
|
(57) |
Округлим до целого и получим суммарно число зубьев .
4.7. Число зубьев шестерни:
|
(58) |
4.8 Число зубьев колеса:
|
(59) |
4.9 Фактическое передаточное число:
|
(60) |
4.10 Фактический угол наклона зубьев:
|
(61) |
4.11 Диаметр делительной окружности, мм:
|
(62) |
Шестерни:
Колеса:
4.12 Диаметр окружности вершин зубьев, мм:
|
(63) |
Шестерни:
Колеса:
4.13. Диаметр окружности впадин зубьев, мм:
|
(64) |
Шестерни:
Колеса:
4.14. Ширина зубчатых венцов, мм:
Колеса:
|
(65) |
Округлим .
Шестерни:
|
(66) |
4.15 Окружная скорость зубчатых колес, м/с:
|
(67) |
Степень точности передачи примем равной 9.
4.16 Силы в зацеплении, Н:
Окружные:
|
(68) |
Радиальные ( - угол зацепления при эвольвентном зацеплении):
|
(69) |
Осевые:
|
(70) |
4.17 Контактное напряжение (проверочный расчет), МПа:
|
(71) |
где - коэффициент для косозубых передач;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями косозубой передачи;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся зубьев;
- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости зубчатых колес и степени точности передачи.
Расчетное контактное напряжение меньше допускаемого.
4.18 Напряжение изгиба (проверочный расчет), МПа:
|
(72) |
где - коэффициент, учитывающий наклон зубьев;
- коэффициент формы зуба: ;
; ; ;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;
; .
для зубьев шестерни:
для зубьев колеса:
4.19 Напряжения при расчете зубьев на усталостную изгибную прочность:
для шестерни:
;
для колеса:
Расчетные напряжения в редукторе не превышают допустимых значений, значит данные параметры обеспечат необходимые качества конструкции.
5. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
5.1 Расчет обода
5.1.1 Наибольший диаметр (диаметр окружности вершин зубьев):
Шестерни:
Колеса:
5.1.2 Толщина обода, мм:
|
(73) |
5.1.3. Внутренний диаметр зубчатого венца, мм:
|
(74) |
для шестерни
Округлим диаметр до .
для колеса
Округлим диаметр до .
5.1.4 Фаска на торце зубчатого колеса, мм*450:
|
(75) |
5.2 Расчет ступицы.
5.2.1 Внутренний диаметр ступицы равен диаметру вала.
- ориентировочное значение допускаемого напряжения быстроходного вала.
- ориентировочное значение допускаемого напряжения тихоходного вала.
Ориентировочное значение диаметра вала, мм:
|
(76) |
для шестерни
Принимаем .
для колеса
Принимаем
5.2.2 Наружный диаметр ступицы при изготовлении колес из стали, мм:
|
(77) |
для шестерни
Округлим диаметр до .
для колеса
Округлим диаметр до .
5.2.3 Ориентировочная длина ступицы, мм:
|
(78) |
для шестерни
для колеса
5.2.4 Размеры шпоночного паза в ступице (ГОСТ 23360-78).
шестерни: ширина сечения шпонки b = 16 мм; глубина t2 = 4,3 мм
колеса: ширина сечения шпонки b = 16 мм; глубина t2 = 4.3 мм.
5.3 Расчет диска.
5.3.1 Толщина для диска колес, мм:
|
(79) |
шестерни
Округлим значение до С = 24 мм.
для колеса
Округлим значение до С = 23 мм.
5.3.2 Диаметр центровой окружности, мм:
1. Диск шестерни изготовим без отверстий ввиду малого диаметра шестерни.
2. Диск зубчатого колеса, мм:
|
(80) |
Округлим значение до .
Диск зубчатого колеса выполним с 6 отверстиями диаметра dотв2 = 60 мм.
5.3.3Фаска ступицы шестерни с = 1.6*450.
6. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА
Исходные данные: вращающий момент на быстроходном валу
Т2 = М2 = 153 Н*м; силы, действующие в зацеплении косозубой передачи: окружные: ; радиальные: ; осевые:
; силы действующие на ведомый шкив поликлиноременной передачи: сила давления на вал: Fn = 1067,3 Н;
Размеры:
делительный диаметр шестерни ;
ширина зубчатого венца шестерни ;
длина ступицы шестерни ;
степень точности зубчатой передачи равна 9;
межосевое расстояние ;
диаметр ведомого шкива ;
6.1 Проектный расчет быстроходного вала
6.1.1 Предварительный расчет вала
1. Вычислим диаметр концевого участка быстроходного вала, мм:
|
(81) |
Принимаем: концевой участок цилиндрический, исполнение 2 по ГОСТ 12080-66; ; lкТ = 82 мм; радиус галтели r = 2 мм, фаска 1,6*450, t = 2.5 мм - высота заплечика.
2. Определим размеры опорных участков вала, мм:
|
(82) |
3. Полагаем, что вал будет установлен на подшипниках 209. Ширина В1 = 19 мм. На опорном участке, примыкающем к концевому, кроме подшипника будет размещаться уплотнение.
Длину этого участка найдем из выражения, мм:
|
(83) |
Окончательно примем . Длина второго участка будет равна ширине подшипника: .
6.1.2 Выполнение компоновки редуктора.
1. Толщина стенки редуктора, мм:
|
(84) |
принимаем .
2. Зазор между торцами колес и стенкой редуктора, мм:
|
(85) |
Расстояние между внутренними стенками редуктора принимаем равным расстоянию между заплечиками подшипников, мм:
|
(86) |
4. Расстояние между серединами подшипников быстроходного вала, мм:
|
(87) |
5. Расстояние от середины ширины шестерни до середины ближайшего подшипника, мм:
|
(88) |
6. Расстояние от середины ступицы ведомого шкива поликлиноременной передачи до середины ближайшего подшипника, мм:
|
(89) |
7. Схема редуктора.
Рисунок 1. Компоновка редуктора.
6.1.3 Выбор материала для изготовления вала
Для изготовления быстроходного вала выберем в качестве материала:
Сталь 45 с пределом прочности .
Пределы выносливости при изгибе и кручении, МПа:
|
(90) |
|
(91) |