2.2.2 Определяем межосевое расстояние и числа зубьев шестерни и колеса.

Предварительное значение:

мм

T = 638,4 Н·м

n = 44,8 об/мин

К = 8 (H₁ ≥ 45HRC; H₂ ≤ 350HB)

Окружная скорость:

м/с

Степень точности: 9- низкая точность;

Уточненное межосевое расстояние:

К_A = 450 для прямозубых колес;

Ψ_ba = 0,2 – коэффициент ширины при консольном расположении одного из колес;

Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность:

К_H = К_Hv ·К_Hβ ·К_Hα

где К_Hv - Коэффициент внутренней динамики нагружения [4, стр. 18 таб. 2.6]:

Колесо К_Hv = 1,06

Шестерня К_Hv = 1,03

К_Hβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

= 1,17 [4, стр. 19 таб. 2.7]

К_Hω = 0,35 коэффициент, учитывающий приработку зубьев

[3, стр. 19 таб. 2.8]

К_Hα – коэффициент определяется по формуле:

при условии

где n_ст = 9 степень точности

мм

Из ряда стандартных чисел с учетом запаса для обеспечения прочности принимается a_ω =250 мм

Определяем модуль передачи:

мм

где K_m = для прямозубой передачи

МПа

Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба:

К_F = К_Fv ·К_Fβ ·К_Fα

где K_Fv = 1,11 - коэффициент внутренней динамики нагружения [3, стр. 20 таб. 2.9];

К_Fβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине венца:

К_Fα - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями:

мм

Из ряда стандартных чисел принимается т =2,5 мм

Определяем суммарное число зубьев

5 Число зубьев шестерни и колеса:

6 Фактическое передаточное число:

2.2.3 Основные параметры шестерни и колеса

Предварительные основные размеры колеса:

Делительный диаметр:

мм

Ширина:

мм

Из ряда стандартных чисел принимается b₂ =50 мм

7 Диаметры колес:

Делительные диаметры:

мм

мм

Диаметры вершин:

мм

мм

Диаметры впадин:

мм

мм

8 Размеры заготовок

мм

мм

Для колеса без выточек ширина определяется по формуле:

мм

2.2.4 Проверочный расчет на контактную выносливость

где Z_σ = 9600 для прямозубых передач;

МПа

Силы, действующие в зацеплении:

Окружная Н

Радиальная Н

Осевая Н.

2.2.5 Определение допускаемых напряжений изгиба

Колесо

МПа

где Y_FS2 = 3,59 [2, стр. 24 таб. 2.10];

Y_ξ2 = Y_β2 = Y_ξ1 = Y_β1 = 1 для прямозубых передач;

Шестерня

где Y_FS1 = 4,16 [3, стр. 24 таб. 2.10];

12 Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки:

где МПа при улучшении или сплошной закалке;

МПа

где = 600 МПа

МПа

Y_Nmax = 4 при объемной термообработке;

K_st = 1 при многократном действии перегрузок;

S_st = 1,75 – коэффициент запаса прочности;

МПа

МПа

Колесо МПа

Шестерня МПа

3 Эскизное проектирование

3.1 Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Вал-шестерня:

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении МПа определяем по формуле стр. 162 [5]

мм.

Так как вал редуктора соединен упругой муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора d_дв и вала d_в1. Для двигателя 4А100L4У3 (см. таб. П2), диаметр вала d_дв = 28 мм. [5]

Для удобства соединения принимаем d_в1 = d_дв.

Диаметр вала под подшипниками мм.

Витки червяка выполнены за одно целое с валом.

Длина нарезаемой части b₁ = 154 мм. Направление витков правое.

Расстояние между опорами червяка принимаем мм.

Ведомый вал:

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении МПа определяем по формуле стр. 162 [5]

мм, принимаем

Диаметр подшипниковых шеек мм.

Диаметр вала в месте посадки червячного колеса мм.

Расстояние между опорами вала принимаем мм.