н зубів шестерні, мм.
dа2 = 281 +2 В· 3,5 = 288 мм
Діаметри западин шестерні і колеса.
df1 = d1-2, 5 В· mn, (3.16)
де df1 - діаметр западин шестерні, мм.
df1 = 71-2,5 В· 3,5 = 62,25 мм
df2 = d2-2, 5 В· mn, (3.17)
де df2 - діаметр западин колеса, мм.
df2 = 281-2,5 В· 3,5 = 272,25 мм
Ширина колеса
b2 = ψba · aω, (3.18)
де b2 - ширина колеса, мм;
- міжосьова відстань, мм;
П€ва - коефіцієнт ширини вінця.
b2 = 0,25 В· 180 = 45 мм
Ширина шестерні
b1 = b2 +5 мм, (3.19)
де b1 - ширина шестерні, мм;
b2 - ширина колеса, мм.
b1 = 45 +5 = 50 мм
3.6. Коефіцієнт ширини шестерні по діаметру
, (3.20)
де П€bd - коефіцієнт ширини шестірні;
b1 - ширина шестерні, мм;
d1 - ділильний діаметр шестірні, мм.
= 0,63
3.7. Визначення окружної швидкості коліс
, (3.21)
де П… - окружна швидкість коліс, м/с;
П‰2 - кутова швидкість, рад/с;
d1 - ділильний діаметр шестірні, мм.
= 1,303 м/с
3.8. Визначення коефіцієнта навантаження
Кн = КнОІ В· КнО± В· КнП…, (3.22)
Кн = 1,02 В· 1 В· 1,05 = 1,071
3.9. Перевірка контактної напруги
, (3.23)
де ПѓH - контактне напруження, МПа;
- міжосьова відстань, мм;
Т2 - обертаючий момент тихохідного вала редуктора, Н В· м;
КН - коефіцієнт навантаження;
- передавальне число редуктора.
= 383,5 МПа
Примітка,
В
Умова міцності виконано
3.10. Діючі сили в зачепленні
Окружна, (3.24)
де Ft - окружна діюча сила, Н;
Т1 - обертаючий момент швидкохідного валу редуктора, Н В· м;
d1 - ділильний діаметр шестірні, мм.
= 2756,96 Н В· м
Радіальна, (3.25)
де Fr - радіальна діюча сила, Н;
О± - кут зачеплення в нормальному перетині приймається 20 В°;
ОІ - кут нахилу зубів з розрахунку.
= 1134,9 Н В· м
Осьова Fa = Ft В· tgОІ, (3.26)
де Fа - осьова діюча сила, Н.
Fa = 2756,96 В· tg8 В° = 387 Н В· м
3.11 Перевірка зубів на витривалість по напрузі вигину
, (3.27)
де ПѓF - витривалість зубів, МПа;
Ft - окружна діюча сила, Н;
mn - нормальний модуль зачеплення, мм.
Коефіцієнт навантаження
КF = КFОІ В· КFП… = 1,26 В· 1,1 = 1,38; (3.28)
YF - коефіцієнт враховує форму зуба і залежить від еквівалентного числа зубів ZП…
У шестерні ZП…1 = Z1/Cos3ОІ = 20/0, 993 = 20,6 = 20;
У колеса ZП…2 = Z2/Cos3 ОІ = 71/0, 993 = 73,17 = 73;
Коефіцієнти YF1 = 4,09 і YF2 = 3,61;
Визначення коефіцієнтів Yв і КF2
, (3.29)
= 0,94
, (3.30)
де Оµ2 - коефіцієнт торцевого перекриття, Оµ2 = 1,5;
n - ступінь точності коліс. p> = 0,916 = 0,92
Допустиме напруга при перевірці на вигин
, (3.31)
де допустиме напруження на вигин, МПа;
- межа контакту витривалості, МПа;
- коефіцієнт безпеки.
Коефіцієнти безпеки
=,
По таблиці 3.9.Л.1. = 1,75 для сталі 45 поліпшеною;
= 1,0 для штамповок і виливків.
== 1,75
Допустимі напруги
для шестерні - формула (3.31);
для колеса - за формулою (3.31).
= 237 МПа
= 206 МПа
Визначаємо ставлення/YF
для шестерні/YF1;
для колеса/YF2.
/YF1 = 237/4, 09 = 57,9 МПа
/YF2 = 206/3, 61 = 57 МПа
Подальший розрахунок веду для зубчастого колеса, для якого знайдене відношення менше.
Перевіряємо міцність зуба колеса.
,
= 72,69 МПа
72,69 МПа ≤ 206 МПа
Умова виконана
4. Попередній розрахунок валів редуктора
Попередній розрахунок проводять на кручення за зниженими допускаються напруженням.
4.1. Діаметр вихідного кінця вала редуктора (ведучий - швидкохідний вал)
, (4.1)
де dB1 - вихідний кінець вала редуктора;
Tk1 - крутний момент, Н В· м;
[П„] - допустиме напруження на кручення, МПа.
Так як провідний вал відчуває вигин від натягу клинопасової передачі, що допускається напруга на кручення приймається [П„к]
= 29,47 мм
Приймаю dB1 = 30 мм
На вихідний кінець вала насаджується шків пасової передачі. Прийняти діаметр валу під манжетное ущільнення dВ1у (необхідно залишити висоту буртика ≈ 1 ... 3 мм для упору торця шківа пасової передачі).
dВ1y = dB1 +2 мм = 30 +2 = 32 мм
Шестерня виконується за одне ціле з валом.
