2. 1 Расчет магнитной цепи при холостом ходе (стр. 8 из 11)

Параметры зацепления			Числовые значения
Модуль, m			1,5
Межосевое расстояние, а			80
Нормальный исходный контур, α			20
Высота зуба, h			3,4
Шестерня		Колесо
Геометрические параметры	Числовые значения	Геометрические параметры		Числовые значения
Число зубьев, z1	25	Число зубьев, z2		82
Ширина венца, в1	32	Ширина венца, в2		36
Делительный диаметр, d1	37	Делительный диаметр, d2		123
Диаметр вершин зубьев, da1	40	Диаметр вершин зубьев, da2		126
Диаметр впадин зубьев, df1	33	Диаметр впадин зубьев, df2		119

9. Проверка зубьев на выносливость
по контактными напряжениям

9.1 Определяем коэффициент расчетной нагрузки

К_н = К_нβ х К_нv ([2] стр.127)

Ранее было найдено: К_нβ =1,03

Для того, чтобы найти коэффициент динамической нагрузки по контактным напряжениям К_нv необходимо определить окружную скорость ведомого вала

Учитывая, что V₂ = 2,7 м/сек, по табл. 8.2 [2] назначаем 8^ую степень точности.

Далее по таблице 8.3 [2] находим К_нv = 1,11

К_н = 1,03 х 1,11 = 1,1433

9.2 Определяем расчетные контактные напряжения по формуле 8.10 [2]

, где

d_w^/ = d₁ = 37 мм α_w = α =20˚

в_w = 32 мм sin2α_w = 0,64

Крутящий момент на ведущем валу:

- КПД закрытой цилиндрической передачи

По рекомендации параграфа 8.1 [2] для восьмой степени точности:

10. Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений

10.1 Сравниваем расчетное контактное напряжение с допускаемым контактный напряжением:

10.2 Определяем недогрузку передачи:

Условие выполнено.

11. Определение усилий в зацеплении

11.1 Окружную силу определяем по формуле:

(8.5 [2])

11.2 Радиальную и нормальную силу определяем по формулам:

12. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

12.1 Определяем допускаемые напряжения изгиба раздельно для шестерни и колеса по формуле:

, где

- базовый предел выносливости зубьев по напряжению изгиба находим по табл. 5.23 [1]

- для шестерни

- для колеса

S_F – коэффициент безопасности

S_F = S_F^/ х S_F^//, где

S_F^/ - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи (табл. 5.2 [1])

S_F^/ = 1,75…2,2, принимаем S_F^/ = 1,975.

S_F^//- коэффициент учитывающий способ получения заготовки.

Для поковок и штамповок S_F^// = 1

Имеем:

S_F = 1,975 х 1 = 1,975.

К_FC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения (реверсирования) нагрузки; К_FC = 1, для зубьев работающих одной стороной.

К_FL – коэффициент долговечности; К_FL = 1, для передач при длительной постоянной нагрузке.

- для шестерни

- для колеса

Проверку зубьев на выносливость по напряжениям изгиба проводим по колесу, т.к.

у колеса меньше.

12.2 Определяем расчетное напряжение для колеса по формуле 8.19 [2]

, где

Y_FS – коэффициент формы зуба определяем по графику 8.20 [2]

При х = 0 (без смещения)

Y_FS2 = 3,74

К_F – коэффициент расчетной нагрузки определяем по формуле:

К_F = К_Fβ х К_FV (стр.127, [2])

К_Fβ – коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по напряжениям изгиба, находим по графику 8.15 [2], при этом

, (пункт 4 «П.З.»).

К_Fβ = 1,08

К_FV – коэффициент динамической нагрузки, по таблице 8.3 [2]

К_FV = 1,26

Получим:

для колеса

13. Составление расчетных и допускаемых напряжений изгиба

13.1 Сравниваем расчетные напряжения изгиба с допускаемыми напряжениями изгиба

Условие прочности соблюдается.

14. Проектный расчет валов

14.1 Ведущий вал

Проектный расчет ведущего вала выполняем по рекомендациям [3].

14.1.1 Ведущий вал соединен с электродвигателем муфтой МУВП. Диаметр выходного конца вала, подобранного электродвигателя, равен 24 мм. Так как вал электродвигателя и ведущий вал редуктора передают одинаковый крутящий момент, мы можем диаметр выходного вала редуктора принять равным или близким к диаметру выходного конца электродвигателя.

d = (0,8…1,0) d₁ = (0,8…1,0) 24 = 19,2…24 мм.

Проверим диаметр быстроходного вала по крутящему моменту:

принимаем диаметр выходного конца ведущего вала d = 17 мм.

14.1.2 Диаметр вала под подшипник

d_п = d + 2t = 17 + 2 х 3 = 23 мм

t =3 по табл.3.1

Принимаем d_п = 25 мм

14.1.3 Диаметр буртика под подшипник

d_бп = d_п +3r = 24 + 3 х 1,5= 28,5 мм

r = 1,5 по табл.3.1.

По ряду нормальных линейных размеров принимаем d_бп = 30 мм

Эскиз ведущего вала – шестерни

14.2 Ведомый вал

Ведомый вал редуктора передает крутящий момент Т₂ = 40 Нм.

14.2.1 По формуле (15.1 [2]) приближенного оцениваем средний диаметр ведомого вала при [

]=12 МПа (для редукторных валов):

14.2.2 Разрабатываем конструкцию вала и по эскизной компоновке оцениваем его размеры.

14.2.3 Диаметр выходного конца ведомого вала:

(промежуток для тихоходного вала)

Принимаем

=21 мм

14.2.4 Диаметр вала под подшипник:

d_п2 = d_2вых + 2t = 21 + 2 х 3 = 27 мм

t = 3 (по табл.3.1, [3])

Принимаем d_п2 = 30 мм.

14.2.5 Диаметр буртика под подшипник

d_бп2 = d_п2 + 3r = 27 + 3 х 1,5 = 31,5 мм

r = 1,5 (по табл.3.1, [3])

Принимаем d_бп2 = 32 мм.

14.2.6 Диаметр вала под колесо:

d_k ≥ d_бп2 ≥ 32 мм

Принимаем d_k = 32мм

14.2.7 Диаметр буртика под колесо

d_бк = d_к + 3f = 32 + 3 х 1 = 35 мм

f = 1 (по табл.3.1 [3])

По ряду нормальных линейных размеров принимаем d_бк = 36 мм

Эскиз ведомого вала

15. Определяем конструктивные размеры зубчатых колес

15.1 Определяем конструктивные размеры цилиндрического прямозубого колеса

15.1.1 Принимаем длину ступицы колеса:

l_cm = в_w = 32 мм

15.1.2 Определяем диаметр ступицы: