тимі напруги вигину за формулою:
[п] = (fo/[Sf]) в€™ КFC в€™ КFL (14)
де fo = 1.8 Нв
[Sf] = 1.75
КFC = 1/1, 8nB1; kfl = 1/_1, 8.280
[fa] 1 = [Sf] В· Kfl в€™ Kfc = 1,75 = 288 Н/мм ВІ
[fa] 2 = 1,8 В· 250/ 1,75 В· 1 В· 1 = 257 Н/мм ВІ
Розрахункові коефіцієнти. Приймаються 4а = 0,4 як для симетрично розташованих коліс, і коефіцієнт Кив = 1, як для прірабативала коліс (твердість коліс менше 350 нв, навантаження постійна).
Мешаеви відстань передачі
В
за стандартом приймаємо аn = 160мм.
Ширина зубчастого вінця колеса: В2 = П€a В· am = 0,4 В· 160 = 64 мм
Шестерні: в1 ≈ 1,12 В· В2 = 1,12 В· 64 = 71,7 мм
Приймаються стандартне значення за таблицею: В2 = 63мм; В1 = 71мм
Модуль зубів за формулою:
m = _6, 8м2 (W +1)/4 В· aw В· b2 [Gк] 2 = 6,8 В· 325.2.10 Ві В· 5/4 В· 160.63.257 = 1,07 мм
приймаємо стандартне значення m = 2 мм
Сумарне число зубів:
Е = 2a П‰/м = 2.160/2 = 160 (17)
число зубів шестерні
1 = Е/(4 +1) = 160: 5 = 32
2 = Е -1 (18)
= 160-32 = 128
Фактичне передавальне число:
Іф = 2/1 = 128/32 = 4
- що відповідає заданому (номінальному значенню)
Основні геометричні розміри передачі:
Ділильні діаметри
d1 = m В· 1 = 2 В· 32 = 64 (19)
d2 = m В· 2 = 2.128 = 256
уточнюємо межосейное відстань:
an = (d1 + d2)/2 = (64 +256)/2 = 160мм (20)
Діаметр кіл верхніх зубів шестерні і колеса:
da1 = d1 +2 м = 41 +2 В· 2 = 52
da2 = d2 +2 м = 192 +2 В· 2 = 196
Придатність заготовки шестерні Д і ширина S:
Д = da1 + 6мм = 52 +6 = 58мм
Д = 58мм <80 мм
S = b2 +4 мм = 63 +4 = 67 <80 мм
Умова придатне заготовок виконуються послідовно, потрібно механічні характеристики м.б. отримані при термообробці.
Обрана сталь 45 чітко не вимагає застосувань.
Окружна швидкість зубчастих коліс і ступінь тонкості
П… = п В· n1 В· d1/60 = 3.14 В· 472.2 В· 10 Ві В· 63/60 = 1.6 м/с (21)
Для зменшення динамічної навантаження застосовуємо 8 ступінь точності (по таблиці)
Сили в зачепленні i окружна сила
Ft = 2м2/d2 = 2 В· 325 В· 10 Ві/ 256 = 2539H (22)
Fr = Ft ctg аw = 2539,1 В· tg20 Вє = 2539,1 В· 0.36 = 914 H (23)
Приймаються коефіцієнт динамічного навантаження KnП… = 1.2 (по таблиці)
Розраховуємо контактна напруга.
n = 310/aw В· n (24)
н = 310/160 В· 4 = 0,48 = 0,48 879,6 = 422 н/мм
за умовою
n ВІ (0.8м В· 1.1); [Gн] = (0.8 м В· 1,1) 518 = 414 і 570 н/мм ВІ
Т.к. розрахункове Gn = 412 н/мм ВІ знаходиться в межах допустимих значень напруг, то контактна міцність зубів забезпечується
Коефіцієнт форми зуба Р€f:
для шестірні: 1 = 32; Р€f1 = 3,78
для колеса: 2 = 128; Р€f2 = 3,6
порівняльна характеристика міцності зубів на вигин
Шестерні: [n] 1/Р€f1 = 288/3, 78 = 76,2 н/мм ВІ
колеса: [n] 2/Р€f2 = 257/3, 6 = 71, 4 н/мм ВІ
Міцність зубів колеса виявилася менш міцності зубів шестерні.
[n] 1/Р€ f1 <[n] 1/Р€ f2
- тому перевірений розрахунок передачі на вигин треба виконувати по зубам колеса.
Приймаються коефіцієнти: К Fв = 1 До FП… = 1,4
Розрахункова напруга вигину в підставі ношіі зубів колеса:
f2 = Р€ f2 В· Pt/В2м k PВ Kpv = 3.6 В· 2539.1/63 В· 2 В· 1 В· 1.4 = 101.6 н/мм ВІ <
[f] 2 = 257 н/мм (25)
Міцність зубів на вигин забезпечується.
3. Міцний розрахунок валів
Вибір матеріалів валів.
Для ведучого і веденого вала вибираємо ст.45 з термообробкою поліпшення з механічними
Характеристиками НВ 240 т = 650 н/мм ВІ, в = 800 н/мм ВІ
Ведучий вал.
Вибираємо конструкцію валу
В
Визначаємо діаметр вихідного кінця вала за формулою
d к = (26)
де діаметр dn діаметр пальцевого ділянки вала.
М1 (ІМ) - обертаючий момент на ведучому валу редуктора.
[П„к] 20 ... 25 н/мм ВІ, що допускається дотичне напруження.
d к == 25,6 мм
за стандартом приймаємо dk = 26 мм
де dy - діаметр ділянки вала під ущільненням.
dy = 26 +4 = 30мм
dn = 30 +5 ​​= 35мм
dw = 35 +5 = 40мм
Ведений вал.
Вибираємо конструкцію валу.
В
М2 = 325 мм
П„ = 25
dk == 40,1 мм
за стандартним вибираємо
dy = 42 мм
dy = 42 +3 = 45 мм dn = 45 +5 = 50 мм
dзк = 50 +2 = 52 мм dб = 52 +3 = 55 мм
...
