Проектирование мотор-редуктора (стр. 3 из 9)

– коэффициент ширины (выбран в п. 3.4).

Полученное значение

округляем до ближайшего стандартного значения: = 125 мм.

3.5.2 Ширина венца колеса:

мм.

Ширину венца шестерни принимают большую, чем у колеса, мм:

3.5.3 Минимальный модуль

(из условия изгибной прочности колеса):

мм,

где

– коэффициент, равный 2800 для косозубых передач;

– коэффициент нагрузки принимаемый равным .

Максимально допустимый модуль

(из условия не подрезания зубьев у основания):

.

Нормальный модуль зубчатых колес определяют (с дальнейшим округлением по ГОСТ 9563-60) из следующих соотношений:

мм,

где

– коэффициент по табл. 2.8 [3].

Из стандартного ряда принимаем

2 мм.

;

– условие соблюдается.

3.5.4 Минимальный угол наклона зубьев (для косозубых передач):

.

Суммарное число зубьев:

.

Округляем

до целого в меньшую сторону: .

Действительное значение угла наклона зубьев:

, .

3.5.5 Числа зубьев шестерни

и колеса

.

Округляем,

округляют до целого числа: 24.

Минимальное число зубьев для косозубых зубчатых колес:

.

– условие выполняется.

Число зубьев колеса

:

.

Фактическое значение передаточного числа u с точностью до 0,01:

.

3.5.6. Определение геометрических параметров передачи

Диаметр делительной окружности:

шестерни:

мм;

колеса:

мм;

Диаметр окружности вершин зубьев:

шестерни:

мм;

колеса:

мм;

Диаметр окружности впадин зубьев:

шестерни:

мм;

колеса:

мм;

Уточненное межосевое расстояние:

мм.

3.5.7 Силы в зацеплении (рис. 3.3):

Окружная сила:

Н;

Радиальная сила:

Н;

Осевая сила:

Н.

3.6 Проверочный расчет зубчатой передачи

3.6.1 Проверочный расчет на контактную выносливость:

МПа МПа.

где

– коэффициент, равный 8400 для косозубых передач.

Условие контактной выносливости соблюдается.

3.6.2 Проверочный расчет на выносливость при изгибе

Для шестерни:

Приведенное число зубьев:

.

– коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения при по рис. 2.14 [3].

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

.

= 0,65 – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев по табл. 2.9 [3].

Коэффициент, учитывающий влияние на напряжение изгиба формы зуба, перекрытия и наклона зубьев:

.

МПа МПа.

Условие прочности соблюдается.

Для колеса:

Приведенное число зубьев:

.

– коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения при .

Коэффициент, учитывающий влияние на напряжение изгиба формы зуба, перекрытия и наклона зубьев:

.

МПа МПа.

Условие прочности соблюдается.

3.7 Результаты расчета

Таблица 3.1

Шестерня	Колесо
Число зубьев z	24	99
Модуль m, мм	2
Угол наклона зубьев β	10,2631º
Коэффициент смещения x	0	0
Делительный диаметр d, мм	48,78	201,22
Диаметр окружности вершин da, мм	52,78	205,22
Диаметр окружности впадин df, мм	43,78	196,22
Контактные напряжения σH, МПа	406,36
Изгибные напряжения σF, МПа	55,63	54,46

4. Предварительный расчет валов

4.1 Проектировочный расчет валов

4.1.1 Построение эскизов валов

Разработку эскиза вала начинаем с конца вала. Применяем стандартные концы (табл. 4 приложения [1]): цилиндрические – по ГОСТ 12080-66. Цилиндрические концы валов проще в изготовлении. На начальной стадии проектирования еще неизвестны длины отдельных участков вала, поэтому невозможно оценить величины действующих на вал изгибающих моментов. Расчет вала ведется только на кручение, но чтобы учесть неизвестные изгибные напряжения, в расчете принимают заниженные допускаемые напряжения. Диаметр вала d, мм:

,

где

– крутящий момент, Н∙мм;

– допускаемые напряжения для материала вала, МПа. почти не зависят от материала вала, а зависят от длины вала и частоты вращения. Для редукторных валов рекомендуется принимать: =10-15 МПа – для быстроходных валов; =15-25 МПа – для тихоходных валов.