Расчет второй ступени редуктора

4. Расчет второй ступени редуктора

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

α2 = Кα(U2 + 1)  = 495 · (3,75 + 1)  = 264 мм.

Кα = 495 – для прямозубых передач [2].

КНβ = 1 – при постоянной нагрузке._Принимаем α2 = 250 мм.

m = (0,01-0,02) α2 = 2,5-5 мм, принимаем m = 4 мм.

z3 = 2α2 / m(U2 + 1) = 2 · 250 / 4 · (3,75 + 1) = 26

z4 = z3U2 = 26 · 3,75 = 98

d3 = m z3 = 4 · 26 = 104 мм

da3 = d3 + 2m = 104 + 2 · 4 = 112 мм

dt3 = d3 – 2,5m = 104 – 2,5 · 4 = 94 мм

d4 = m z4 = 4 · 98 = 392 мм

da4 = d4 + 2m = 392 + 2 · 4 = 400 мм

dt4 = d4 – 2,5m = 392 – 2,5 · 4 = 382 мм

b4 = ψва · α2 = 0,4 · 250 = 100 мм

b3 = b4 + 5 = 100 + 5 = 105 мм

Окружная скорость:

V2 =  =  = 1,63 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев [1].

Коэффициент формы зуба: уF3 = 3,9, уF6 = 3,4 [1].

[σF3] / уF3 = 294 / 3,9 = 75,4 МПа; [σF4] / уF4 = 256 / 3,4 = 75 МПа

75<75,4 – следовательно, расчет ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки:

КF = КFβ · KFV = 1,03 · 1,1 = 1,14

Усилия в зацеплении:

окружное:

Ft3 = Ft4 = 2М2 / d3 = 2 · 600 / 0,104 = 11538 H

радиальное:

Fr3 = Fr4 = Ft3 · tgα = 11538 · tg 20° = 4200 H

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

σF4 = Ft4 · КF · уF4 / b4 · m = 11538 · 1,14 · 3,4 / 100 · 4 = 111,8 МПа<[σ]F4 = 256 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена._Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σН4 =  =  = 508 МПа

КН = КНα· КНβ · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КНα = 1; КНβ = 1; КНV = 1,05 [1].

σН4 < [σ]Н4

Следовательно, прочность зубьев по контактному напряжению обеспечена.

5. Расчет первой ступени редуктора

U1 = 3,15

Материалы и допускаемые напряжения одинаковы с тихоходной ступенью

α1 = Кα(U1 + 1)  = 495 · (3,15 + 1)  = 171 мм.

Кα = 495 – для прямозубых передач, стр. 135 [1].

КНβ = 1 – при постоянной нагрузке.

Принимаем α1 = 180 мм.

m = (0,01-0,02) α1 = 1,8-3,6 мм, принимаем m = 2,5 мм.

z1 = 2α1 / m(U1 + 1) = 2 · 180 / 2,5 · (3,15 + 1) = 34

z2 = z1U1 = 34 · 3,15 = 107

d1 = m z1 = 2,5 · 34 = 85 мм

da1 = d1 + 2m = 85 + 2 · 2,5 = 90 мм

dt1 = d1 – 2,5m = 85 – 2,5 · 2,5 = 78,75 мм

d2 = m z2 = 2,5 · 107 = 267,5 мм

da2 = d2 + 2m = 267,5 + 2 · 2,5 = 272,5 мм

dt2 = d2 – 2,5m = 267,5 – 2,5 · 2,5 = 261,25 мм_b2 = ψва · α1 = 0,4 · 180 = 72 мм

b1 = b2 + 5 = 72 + 5 = 77 мм

Коэффициент формы зуба: уF1 = 3,85, уF2 = 3,55 [1].

Усилия в зацеплении:

окружное:

Ft1 = Ft2 = 2М1 / d1 = 2 · 200 / 0,085 = 4706 H

радиальное:

Fr1 = Fr2 = Ft1 · tgα = 4706 · tg 20° = 1713 H

[σF1] / уF1 = 294 / 3,85 = 76 МПа; [σF2] / уF2 = 256 / 3,55 = 72 МПа

72<76 – следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки:

КF = КFβ · KFV = 1,04 · 1,25 = 1,3

КFβ = 1,04 [1], KFV = 1,25 [1].

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

σF2 = Ft2 · КF · уF2 / b2 · m = 4706 · 1,3 · 3,55 / 72 · 2,5 = 120 МПа<[σ]F2 = 256 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Напряжение изгиба при перегрузке:

σFmax = σF · Мmax / Мном = 120 · 2,2 = 264 < [σFmax] = 681 МПа

[σFmax] = 2,74НВ2 = 2,74 · 248,5 = 681 МПа

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σН2 = = = 432 МПа < [σ]Н2=514 МПа

КН = КНα· КНβ · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КНα = 1; КНβ = 1; КНV = 1,05 [1].

Проверка контактных напряжений при перегрузке:

σmax = σН ·  = 432 ·  = 642 МПа < [σНпр] = 1674 МПа

[σНпр] = 3,1 · σТ = 3,1 · 540 = 1674 МПа

Окружная скорость в зацеплении:

V1 =  = 3,14 · 0,085 · 945 / 60 = 4,2 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев.