1. Скоростной коэффициент во втором приближении

2. Коэффициент профильного перекрытия остается без изменения, так как степень точности осталась прежней:

3. Уточненное конусное расстояние (второе приближение)

 мм.

§13. Подбор модуля зубьев

Для обеспечения хорошей плавности зацепления  модуль подбираем по условию [I]

 мм.

По ГОСТу 9563-60 принимаем  мм.

§14. Выбор числа зубьев колес

При выбранном модуле и найденном межосевом расстоянии числа зубьев определяются геометрическими выражениями:

      Округляем до целого числа:

,

      и далее

.

      Так же округляем

.

§15. Определение основных размеров зубчатой пары

1. Точное значение конусного расстояния (до сотых долей мм)

 мм.

2. Рабочая ширина зубчатых венцов (до десятых долей мм)

 мм.

3. Точные значения делительных диаметров шестерни и колеса (до сотых долей мм):

 мм;

 мм.

4. Угол зацепления в среднем торцовом сечении (при )

5. Половинные углы начальных конусов φ1 и  φ2 :

; ;

; ;

; .

§16. Уточнение кинематического расчета

1.                Передаточное число

Отклонение от прежнего  составляет +0,9%, что вполне допустимо (±2-   

3%).

2. Число оборотов валов:

 об/мин;  об/мин.

3. Фактическая окружная скорость в среднем сечении

Поскольку средний диаметр шестерни найдется из следующего соотношения:

 мм,

получим

 м/сек.

§17. Повторная проверка выбора степени точности зацепления и коэффициентов Кυ и Кε

1. По записи, аналогично как и в §11, п.3, получаем

 м/сек;

.

Так как расхождений нет оставляем 8-ю степень.

§18. Проверка полученных размеров конической пары на контактную прочность зубьев [I]

 кГ/мм2.

     Подставляя принятые и найденные входящие сюда величины, получим:

1. На номинальном режиме

=

=112  кГ/мм2<=133  кГ/мм2 = 1274 Н/мм2.

2. На перегрузочном режиме пробуксовки предохранительной муфты с коэффициентом перегрузки  (по исходным данным);

 кГ/мм2 = Н/мм2,

      что превышает

 кГ/мм2 =1274 Н/мм2.

Проще всего это можно исправить путем уширения колес.

     Исходя из соотношения

     получаем новое значение b'= 6 мм.

Это означает что выполнимо без усложнения конструкции.

3. Тогда на номинальном режиме получим

при

=78 кГ/мм2<=133  кГ/мм2,

     а на перегрузочном режиме

 кГ/мм2 =1078 Н/мм2=1,2 ,

     что вполне допустимо.

В результате принимаем новое значение рабочей ширины зубчатых венцов b=6 мм.

§19. Определение расчетных изгибных напряжений в зубьях (на номинальном режиме)

1. Эквивалентное число зубьев для цилиндрических косозубых колес

,

2. Коэффициент формы профиля зуба

3. Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни на номинальном режиме [I]

 кГ/мм2,

      где   - нормальный модуль в среднем сечении, находящийся из    

                          соотношения

 мм;

мм;

             - коэффициент профильного перекрытия для косозубых колес   6-й степени точности при расчете зубьев на изгиб [I].

 кГ/мм2 = Н/мм2.

4. Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса на номинальном режиме

 кГ/мм2 =  Н/мм2

§ 20. Допускаемые напряжения зубьев на изгиб

1. Эквивалентное число зубьев по §19, п. 1:

2. Теоретический  коэффициент концентрации напряжений у корня зуба

3. Коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений для стали

следовательно, ,

4. Эффективный коэффициент концентрации напряжений у корня зуба

,

5. Коэффициент влияния чистоты поверхности у корня зуба (здесь шероховатость часто больше, чем на рабочем профиле)

где а=6, если чистота у корня зуба 6,

6. Коэффициент качества заготовки из проката или штамповки [I]:

7. Масштабные коэффициенты зуба [I]. При  мм

8. Результирующие коэффициенты влияния отличий детали от экспериментального образца материала:

9. Пределы ограниченной выносливости материала зубьев

      где m=9÷12;

            Np – по §4, п.2;

           ≈1,2.

Следовательно, =96 кГ/мм2 = 940 Н/мм2.

10. Коэффициенты  чувствительности материала зубьев к асимметрии цикла напряжения [I] для сталей

,

11. Допускаемые напряжения на изгиб зубьев при асимметричных циклах и ограниченной долговечности [I]

 кГ/мм2,

     где допускаемый коэффициент запаса прочности =1,7÷2.

Для незакаленных зубьев =1,7;

для высокозакаленных (низкий отпуск) в результате существенного влияния остаточных закалочных напряжений на прочность зубьев =2.

Принимая в нашем случае для зубьев шестерни ш=1,9 и для зубьев колес к=1,8, находим

при r=0

при r=-0,5 (реверс момента)

Из  сравнения следует, что для проверки прочности зубьев на изгиб должны быть взяты

=28 кГ/мм2 =  Н/мм2 и =31 кГ/мм2 =  Н/мм2.

§21. Проверка зубьев на изгибную прочность

1. На номинальном режиме:

2.                На перегрузочном режиме при пробуксовке муфты:

§22. Окончательные основные размеры конической пары редуктора

Степень точности зацепления – 4-я.

Глава IV. Расчет выходного вала редуктора

Исходные данные (из предыдущего расчета)

1. Угловая скорость вала n=10,5 об/мин.

2. Крутящий момент на червячном колесе  кГмм = Н.

3. Коэффициент динамичности внешней нагрузки  

4. Делительные диаметры:

червячного колеса  мм,

цепной звездочки  мм.

5. Угол скоса зубьев червячного колеса

6. Угол зацепления зубьев .

7. Приведенный коэффициент трения скольжения вдоль по винтовой линии

зубьев

     8. Приведенный угол трения

§1. Определение расчетных величин нагрузок, действующих на вал

1. Расчетный момент на валу

 кГмм =  Н/мм.

3.                                                                                      Расчетная окружная сила на колесе

 кГ =60975 H.

у

 кГ. = 9790 H.

4.                                                                                      Расчетная аксиальная сила на колесе

 кГ = Н.

 кГ = Н.

5. Расчетное распорное усилие в зацеплении

 кГ = Н,

 кГ = Н.

6. Расчетная окружная сила на цепной звездочке

 кГ = Н.

§2. Выбор материала вала

Для унификации материала возьмем сталь 40ХНА с термоупрочнением, как и для червячного вала. После закалки с высоким отпуском  кГ/мм2 = 980 Н/мм2;  кГ/мм2 = 813 Н/мм2;  кГ/мм2 = 470Н/мм2 при удовлетворительной вязкости.

§3. Предварительное определение диаметра и конструктивная разработка вала

1. Для уменьшения веса выполняем вал полым, задавшись относительной величиной диаметра отверстия

Для наиболее нагруженного участка вала диаметр вала ищем по условию [I]

 мм,

      где    - расчетный момент на валу, кГмм;

         К – коэффициент, учитывающий влияние расположения зубчатых колес по отношению к подшипникам; для тихоходного вала при консольном расположении цепной звездочки ;

         - предел выносливости материала вала, кГ/мм2.

Подставляя соответствующие числовые значения, получаем

 мм.

2. По ГОСТу 6636-60 принимаем для наиболее нагруженного участка вала под подшипником выходного конца  мм.

Задаемся из легкой серии подшипником №7208 со следующими данными [4]:

d=50  мм;      D=72 мм;     В=12 мм.

Страницы: 1, 2, 3, 4