--PAGE_BREAK--
2.4 Проектировочный расчет на контактную выносливость
Определяем межосевое расстояние передачи, мм
, (11)
где Ka– вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач Ka= 49,5 МПа1/3;
ψ
ba– коэффициент ширины венца колеса, принимаем ψba= 0,25;
u
ред– передаточное числозубчатой передачи редуктора, u
ред= 4;
Т2 – вращающий момент на валу колеса, Т2 = 69,1 Н∙м;
[σH]– допускаемые контактные напряжения, [σH]= 390,9 МПа;
K
Нβ– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес K
Нβ= 1;
принимаем aw= 120 мм.
По эмпирическому соотношению определяем модуль зацепления, мм
(12)
принимаем m= 2 мм.
Определяем числа зубьев шестерни и колеса
(13)
принимаем z1= 24; z2= 96.
Определяем фактическое передаточное число зубчатой передачи
; (14)
Определяем расхождение с ранее принятым передаточным числом
Определяем делительные диаметры колес, мм
(15)
Уточняем межосевое расстояние
(16)
Определяем рабочую ширину венца колеса
; (17)
принимаем b2= 30 мм.
Определяем ширину венца шестерни
; (18)
;
принимаем b1= 34 мм.
Определяем диаметры вершин зубьев для шестерни и колеса, мм
(19)
Определяем диаметры впадин зубьев для шестерни и колеса, мм
(20)
Определяем окружную скорость колес, м/с
. (21)
В зависимости от полученного значения окружной скорости назначаем 8-ю степень точности передачи.
2.5 Проверочный расчет на контактную выносливость
Для обеспечения контактной выносливости должно выполняться условие
, (22)
где KHα– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых передач KHα= 1;
K
Нβ– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес K
Нβ= 1;
KHυ– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, принимаем KHυ= 1,113;
ZH– коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямозубых передачZH = 1,76;
Z
М– коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, для стальных колес Z
М= 275 МПа1/2;
Zε– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых передач определяется по формуле:
, (23)
где εα – коэффициент торцевого перекрытия;
; (24)
;
;
.
Недогрузка передачи составляет:
.
2.6 Проверочный расчет на выносливость при изгибе
Определяем для шестерни и колеса коэффициент формы зуба
при z1= 24; YF
1= 3,938;
при z2= 96; YF
2= 3,602.
Определяем отношения:
Дальнейший расчет выполняем по материалу колеса
Выносливость зубьев по напряжениям изгиба обеспечена при выполнении условия:
, (25)
где Yβ– коэффициент, учитывающий наклон зуба, для прямозубых колес Yβ= 1;
KF
α– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых передач KF
α= 1;
KF
β– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся передач KF
β= 1;
KF
υ– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, принимаем KF
υ= 1,274;
Все параметры зацепления передачи сводим в таблицу 6
Таблица 6 – Параметры зацепления зубчатой передачи
--PAGE_BREAK--
5.2 Определение расстояний между элементами редуктора
Толщина стенки корпуса редуктора δ = 8 мм;
Расстояниеотвнутреннейповерхностистенкиредуктора добоковойповерхностивращающейсячасти:
С= (1,0…1,2)∙δ = (1,0…1,2)∙8 = 8…9,6 мм;
принимаем С = 10 мм.
Радиальнойзазоротповерхностивершинзубьев довнутреннейповерхностистенкиредуктора:
С5= 1,2∙δ = 1,2∙8 = 9,6 мм.
принимаем С5= 10 мм.
Радиальнойзазоротповерхностивершинзубьев довнутреннейнижнейповерхностистенкикорпуса:
С6= (5…10)∙m= (5…10)∙2 = 10…20 мм.
5.3 Предварительный выбор подшипников качения
Для опор валов принимаем радиальные шариковые подшипники легкой серии. Параметры выбранных подшипников сводим в таблицу 8
Таблица 8– Параметры подшипников качения
5.4 Определение размеров конструктивных элементов крышек подшипников
В зависимости от размера D отверстия в корпусе под подшипник, определяется толщина стенки δ, диаметр d, и число z винтов крепления крышки. Размеры других конструктивных элементов определяются по соотношениям:
Толщина фланца крышки δ1 = 1,2∙δ;
Толщина цилиндрической части δ
2= (0,9…1,0)∙δ;
Диаметр установки винтов D1= D+ 2,5∙d;
Диаметр фланца D2= D1+ 2∙d;
Рисунок 6– Конструкция крышек подшипников
Размеры конструктивных элементов подшипниковых крышек быстроходного и тихоходного валов сводим в таблицу 9
Таблица 9– Размеры основных конструктивных элементов крышек
5.5 Выбор способа смазывания передачи и подшипников
Так как окружная скорость зубчатых колес υ1 υ1 = 2,41 м/с), то смазывание зубчатой передачи осуществляется погружением зубчатого колеса в масляную ванну. Глубина погружения при этом не должна превышать 0,25 радиуса колеса. Объем масляной ванны должен составлять 0,3…0,8 дм3/кВт, что при известных размерах поперечного сечения редуктора определяет положение его дна.
Так как окружная скорость зубчатых колес υ1
5.6 Выбор уплотнений валов
В качестве уплотнений валов выбираем резиновые армированные манжеты по ГОСТ 8752-79, конструктивные размеры которых сводим в таблицу 10
Таблица 10– Размеры основных конструктивных элементов манжет
--PAGE_BREAK--