>     

   

   

 

                                                                        

   

           

   3.1.18 Основные геометрические размеры зубчатой передачи:

    
Делительные диаметры:                                                      

   Диаметры  вершин зубьев:                                  

   Диаметры  впадин зубьев:                                  

   Ширина  зубчатых венцов            b₁ =45                                    b₂ =40     

   Окружное  усилие                                                                                                                       

   

   Радиальное  усилие                                                                                                       

   

   Осевое  усилие                                         

   

   3.2 Проектный расчет  тихоходной передачи

 

   3.2.1  Так как редуктор соосный значит  межосевые расстояния одинаковы,  такой же модуль зацепления и суммарное число зубьев шестерни и колеса, ширина шестерни и колеса. 

   3.2.2  Вычисляем числа зубьев шестерни  Z₃ и колеса Z₄. 

   

   

 

   

   

 

    3.2.3    Фактическое передаточное число передачи 

   

   

 

   3.1.7. Действительный  угол наклона линии зубьев: 

   

   

 

   3.2.8 Окружная скорость в зацеплении, м/с

   

,

   где делительный диаметр шестерни мм

   

м/с 

   3.2.9  Назначаем 9^ю степень точности передачи /3. с 7. таблица №4/. 

   3.2.9 Фактическое значение коэффициента  нагрузки [1] при расчете по контактным напряжениям

   К_Н=К_НV × К_Нb × К_Нa , 

   К_Н=

 

   где К_НV - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку в 
передаче при расчете на прочность активных поверхностей зубьев

   К_Нb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий зубьев при расчете на прочность их активных поверхностей.

   Значение  К_Нb  определяем в зависимости от расположения зубчатых колес проектируемой передачи относительно опор, т.е. схемы передачи, твердости рабочих поверхностей зубьев и относительной ширины колеса y_bd 

   

 

   

 

   К_Нb=1,0 

   К_Нa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете на прочность их активных поверхностей  

   К_Нa=1,1 

   К_НV =

 

   3.2.10 Коэффициент Z_M , учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес, принимают [1] в зависимости от материалов.

   Для стальных зубчатых колес 

                           Z_M = 190 Н ^0,5/мм. Z_e=0,93       Z_H=2,23

    

   3.2.11 Коэффициент Z_e , учитывающий суммарную длину контактных линий зубьев, находим с учетом значений коэффициентов торцевого и осевого перекрытия. 

   Для некоррегированных  передач   

   

 

   

 
 

   

 

   

 

   3.2.12 Действительные контактные напряжения на активных поверхностях зубьев при фактических параметрах передачи  

   

 Z_M × Z_Н × Z_e  

   где — окружное усилие, действующее в зубчатом зацеплении, Н.

   

,

   

 

   

190 × 2,23 × 0,93 мПа 

   3.2.13 Отклонение  действительного   контактного  напряжения  от допустимого : 

   

100% 

   

   Перегрузка  составляет 3,9% 
 

   3.2.14 Фактическое значение коэффициента  нагрузки при расчете на прочность зубьев при изгибе

   K_F = K_FV ×K_Fb ×K_Fa , 

   K_FV - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку

   K_FV =1+0,045×V=1,045 

   K_Fb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии при расчете на прочность зубьев при изгибе. Значения K_Fb  определим в зависимости от расположения зубчатых колес проектируемой передачи относительно опор, твердости рабочих поверхностей зубьев и относительной ширины y_bd колеса

   K_Fb =1,0 

   K_Fa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете их на изгибную прочность. Величину K_Fa принимаем с учетом назначенной степени точности передачи.

   K_Fa = 1,0

   K_F = 1,045×1,0×1,0=1,045

   3.2.15 Проверяют усталостную прочность  зубьев шестерни и колеса по  напряжениям изгиба, сопоставляя местные напряжения изгиба и в опасном сечении на переходной поверхности с допускаемыми напряжениями.

   

,

   

,

   где и - коэффициенты, учитывающие для шестерни и колеса форму их зубьев и концентрацию напряжений. Численные значения и находят с учетом величины коэффициента смещения X исходного контура и эквивалентных чисел зубьев шестерни и колеса

   

                                  

          

   

                                       

    

                                         

    - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. Для косозубых передач при e_b>1 значение

           

   где коэффициент  торцевого перекрытия  найден ранее по зависимости (58)

   

 

   

 

   

 

                                                                        

   

           

   3.2.16 Проверка изгибной прочности  зубьев шестерни и колеса при  действии пиковой нагрузки: 

    

    

   

   

 

   

   3.2.17 Основные  геометрические размеры зубчатой  передачи.

    
Делительные диаметры:                                                      

   Диаметры  вершин зубьев:                                  

   Диаметры  впадин зубьев:                                  

   Ширина  зубчатых венцов                  b₁ =45                                    b₂ =40     

   Окружное  усилие                                                                                                                       

   

   Радиальное  усилие                                                                                                       

   

   Осевое  усилие                                         

   

 

   

   4 Проектный расчёт  валов 

   Вал при  работе испытывает сложное нагружение: деформации кручения и изгиба. Однако проектный расчет валов проводится только из условия прочности на чистое кручение, а изгиб вала и концентрация напряжений учитываются пониженными допускаемыми напряжениями на кручение, которые выбираются в интервале [t] - 15...20 МПа [4, с. 296]. Меньшее значение [t] принимается для расчета быстроходных валов, большее - для расчета тихоходных валов

   Наименьший  диаметр выходного участка быстроходного вала d_В1, мм,  равен [4]:  

   

, 

   

   Диаметр вала электродвигателя .

   Примем  диаметр конца ведущего вала привода (под муфту)  
 

   Наименьший  диаметр промежуточного вала (под посадку подшипников) d_B2, мм,  равен: 

   

 

   Наименьший  диаметр выходного участка тихоходного  вала d_B3, мм,  равен: