Расчет тихоходной ступени редуктора

3.1.

Выбор материалов зубчатой пары.

Принимаем те же материалы, что и для быстроходной ступени.

3.2.

Межосевое расстояние

aw = 430(3,15+1) • [421,7•1,05/(5732•3,152•0,4)]1/3 = 124 мм Принимаем по ГОСТ 2185-66 [1 с. 36] aw = 125 мм

3.3. Геометрические параметры

Модуль зацепления

m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02)425 = 1,25÷2,5 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 [1 с. 78] m = 2 мм

Число зубьев:

- суммарное zc = 2awcosβ/m = 2•125cosl0°/2 = 123,

- шестерни z3= zc/(u+l) = 123/(3,15+1) = 30, колеса z4 = zc-z3 = 123- 30 = 93;

уточняем передаточное отношение: u = z4/z3 = 93/30 = 3,10,

невязка (3,15 - 3,10)100/3,15 = 1,58%.

Действительное значение угла наклона:

cosβ = zcm/2aw = 123•2/2•125 = 0,9840 → β =10°15’. Фактическое межосевое расстояние:

aw = zcm/2cosβ = 123•2/2cosl0°15^ = 125 мм. делительные диаметры:

d3 = mz3/cosβ = 2•30/cosl0°15’ = 60,98 мм,

d4 = 93•2/cosl0°15’ == 189,02 мм;

диаметры выступов:

da3 = d3+2m = 60,98+2•2 = 64,98 мм,

da4= 189,02+2•4 =193,02 мм;

диаметры впадин:

df3 = d3- 2,5m = 60,98 - 2,5•2 = 55,98 мм,

df4 = 189,02-2,5•2 = 185,02 мм;

ширина колеса:

b4 = ψbaaw = 0,400•125 = 50 мм;

ширина шестерни:

Ь4 = Ь3+5 = 50 +5 = 55 мм; коэффициент ψbd = b3/d3 = 55/60,98 = 0,90.

3.4. Окружная скорость

V=πdn/6•104 =π•60,98•362/6•104 =1.16м/с.

Принемаем 8-ступень точности.

3.5. Силы действующие.

Окружная сила:

Р2 = 2M2/d3 = 2•138,3•103/60,98 = 4536 Н.

Радиальная сила

Fr2 = P2tgα/cosβ = 4536tg20°/cosl0°15’ = 1678 Н.

Осевая сила:

Fa2 = P2tgβ = 4536tgl0°15’ = 820 Н.

3.6. Расчетное контактное напряжение:

где ZH - коэффициент формы суммарной длины контактных линий,

Zε - коэффициент суммарной длины контактных линий,

КHα = 1,09 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

КHβ = 1,12 - коэффициент распределения нагрузки по ширине вен-ца,

KHv=l,0 - коэффициент динамической нагрузки.

ZH = (2cosβ/sin2α)0,5 = [2cos10°15’/sin(2•20)]0,5 =1,75.

Zε = (l/εα)0,5 = (1/1,71)0,5= 0,765,

где εα - коэффициент торцевого перекрытия.

εα = (1,88 - 3,2(l/z1+l/z2))cosβ = (1,88- 3,2(l/30+l/93))cosl0°15’=l,71 σH = (6160•l,75•0,765/125)[421.7(3,10+l)3•l,09•l,11•l,0/(50•3,102)]0,5 =

= 564 МПа

Недогрузка: (573-564)100/573=1.5% допустимо 15%

3.7. Проверка передачи по напряжениям изгиба

σF =YFYβ2000MKFαKFβKFv/(bdm),

где YF -коэффициент формы зуба,

Yβ - коэффициент наклона зуба,

Yβ = 1 - β/140 = 1 - 10°15’/140 = 0,927.

KFa = 0,91 при 8 ст. точности,

KFp = 1,08 - коэффициент неравномерности распределения на­грузки по ширине колеса,

KFv = 1,3 - коэффициент динамической нагрузки. Эквивалентное число зубьев и коэффициент формы зуба:

Z3KB = Z/cosβ3,

Zэкв3 = Z13/cosβ3 = 30/coslO°15’3 = 31,5

→ YF1 = 3,79,

Z экв4= Z24/ cosβ3 =93/ cosl0°15’3 = 97,6→YF1 = 3,60

Отношение [σ]F/YF:

[σ]F3/YF3 = 224/3,79 = 59,10

[σ]F4/YF4 = 209/3,60 = 58,05

так как отношение [σ]F3/YF3 > [σ]F4/YF4, то дальнейший расчет ведем по зубьям колеса.

Другие статьи по теме

Анализ отрасли строительства
Автором была пройдена практика с 23 июня по 6 июля. В ходе выполнения практической работы были проанализированы более двух десятков статей, более десятка законодательных актов, был затронут всероссийский статистический ежегодник. ...

История развития часов
В рамках экологического подхода все аспекты изучения человека, включая и социальные стороны его жизнедеятельности, основываются прежде всего на взаимодействии человека со средой. В число экологических факторов, воздействующих на ...