98 = 174
Перевірка:
аw = (dw1 + dw2)/2
аw = (50 + 174)/2 = 112 (вірно)
Визначаємо діаметри кіл виступів коліс:
da1 = dw1 + 2m (1 + x1)
da1 = 50 + 2 * 2 * (1) = 54
da2 = dw2 + 2m (1 + x2)
da2 = 174 + 2 * 2 * (1) = 178
Визначаємо діаметри кіл западин коліс:
df1 = dw1 - m (2.5 - 2x1)
df1 = 50 - 2 * (2.5) = 45
df2 = dw2 - m (2.5 - 2x2)
df1 = 178 - 2 * (2.5) = 173
Визначаємо ширину зубчастих коліс:
B1 ≥ П€bа * аw
B1 ≥ 0.5 * 112 = 56
B2 = B1 + (4-6) = 56 +4 = 60
Визначимо лінійну швидкість коліс:
V = (ПЂ * dw1 * n1)/(60 * 1000)
V = (3.14 * 50 * 569/60000 = 1.5 [м/с]
За табл. П 14 с. 73 [1], призначаємо ступінь точності виготовлення коліс - 8
Визначаємо сили в зачепленні
окружні сили
Ft = - Ft = (2000 * T1)/dw1
Ft = - Ft = (2000 * 50)/50 = 2000 [H]
радіальні сили
Fr = - Fr1 = Ft * tgО±/cosОІ
Fr = - Fr1 = 2000 * 0.363/0.98 = 739 [H]
Fr1 = 6330.8 [H]
осьові сили
Fa1 = - Fa2 = Ft * tgОІ
Fa1 = - Fa2 = 2000 * tg11 В° = 383 [H]
3.3 Перевірочні розрахунки зубчастої передачі
3.3.1 Визначаємо фактичних контактних напружень
Пѓн = Zм * zн * zОµ * в€љ [(2000 * T1 * kнОІ * kнv)/d ВІ w2 * b] * [(U'з + 1)/U'з] ≤ [Пѓ] н
де Zм - коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалу коліс. Для сталі Zм = 275;
zн - коефіцієнт, що враховує форму сполучених евольвент
zн = 1,76 * в€љ cosОІ = 1.76
zОµ - коефіцієнт, що враховує перекриття
zОµ = в€љ 1/ОµО±, де ОµО± - Коефіцієнт торцевого перекриття
ОµО± = [1.88 - 3.2 (1-x1/z1 + 1 + x2/z2] * cosОІ
ОµО± = [1.88 - 3.2 (1/25 + 1/110] * 0.98 = 1.73
zОµ = в€љ 1/1.73 = в€љ 0.76
kнОІ - коефіцієнт нерівномірного розподілу навантаження по ширині зуба, визначається за рис. 4.2а с.21 [1], в залежності від коефіцієнта ширини колеса.
kнОІ = 1,2
kнv - динамічний коефіцієнт, визначається за табл. П16 с. 74 [1]
kнv = 1,01
Пѓн = 275 * 1,76 * 0,76 * в€љ [(2000 * 50 * 1.09 * 1.01)/50 ВІ * 60] * [(3.4 + 1)/3.4] = 371.3 <[Пѓ] н
3.3.2 Визначаємо фактичних напружень вигину
Визначаємо коефіцієнт форми зубів шестерні і коліс.
YF1 YF2 з рис.4.3 с.21 [1], в залежності від еквівалентного числа зубів коліс.
zv1 = z1/cos Ві ОІ = 25
zv2 = z2/cos Ві ОІ = 85; => YF1 = 3.98 YF2 = 3.72
Фактичне напруга вигину для більш слабкого колеса
ПѓF2 = Ft * YF2 * kFОІ * kFV * YОІ/b * m ≤ [Пѓ] F2 = 483.9, де
kFОІ - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по ширині зуба, визначається за рис. 4а с.20 [1]
kFОІ = 1,15
kFV - визначається за табл. П 16 с. 74 [1]
kFV = 1, 1
YОІ - коефіцієнт нахилу контактної лінії
YОІ = 1 - (ОІ Вє/140) = 1 - (11/140) = 0.92
[Пѓ] F1 = (2000 * 3,98 * 1,15 * 1, 1 * 0,92)/56 * 2 = 100
[Пѓ] F2 = 88
4. Конструювання основних деталей редуктора
4.1 Конструювання валів
4.1.1 Ведучий вал
Визначаємо діаметр хвостового вала з умови кручення.
db1 ≥ 10 Березня в€љ T1/0.2 * [П„], де
П„ - допустиме напруження кручення
[П„] = 18 Г· 28
db1 = 22мм
Призначаємо діаметр ущільнення
dy1> db1
dy1 = 25
За табл. П 41 с. 94 [1], вибираємо манжету гумову армовану
D = 42; h = 10
Призначаємо діаметр під підшипник
dп1> dy1
За табл. П 20 с. 79 [1] вибираємо кульковий радіально завзятий підшипник легкої серії (за внутрішнім діаметру)
dп1 = 30; D = 62; B = 16;
Призначаємо діаметри буртів br/>
dб1 = dп1 + 2r
dб1 = 40
4.1.2 Ведений вал
За табл. П 17 с. 75 [1], вибираємо сполучну муфту МУВП, залежно від крутного моменту на відомому валу.
Т2 = 160
Тм ≥ Т2
Тм = 240
Призначаємо діаметр хвостовика вала, db2 дорівнює внутрішньому діаметру муфти
db2 = 32мм
За табл. П 41 с. 91 [1], вибираємо ущільнення, таким чином, щоб:
d> db2
d = 52; D = 72; h = 12
Призначаємо манжету гумову армовану
d = 35 D = 58 h = 10
Призначаємо діаметр під підшипник
dп2> dy2
dy2 = 35 D = 58 h = 10
dп2 = 40;
За табл. П 20 с. 79 [1], вибираємо радіально завзятий шарикопідшипник:
D = 80; B = 18
Ви...
