Проект привода тестоделительной машины (стр. 2 из 5)
где V – окружная скорость ремня, м/с;
q=0,1 - коэффициент, учитывающий центробежную силу при сечении «А» [1,с.136]
2.11. Определение силы действующей на вал
По формуле [1, с.136, ф(7.31)]:
3 Расчет редуктора
3.1 Расчет зубчатых колес редуктора
Выбираем материалы со средними механическими характеристиками (гл. III, табл. 3.3): для шестерни – Сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость - НВ230, для колеса – Сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость - НВ200.
Допускаемые контактные напряжения
где σHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
По табл. 3.2. гл.III для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ350 и термической обработкой (улучшением)
KHL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место для длительной эксплуатации редуктора, принимают КHL=1.
[SН]=1,10 – коэффициент безопасности.
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:
Для шестерни:
Для колеса:
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение
Требуемое условие [σН] £[sН2] выполнено.
Коэффициент КНb,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, примем по табл. 3.1 [1]. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев;
Принимаем КНb =1,25
Принимаем коэффициент ширины венца yва =0,5 [1,с.36]
Межосевое расстояние из условий контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле [1,с.29]:
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ2185-66 aW=140 мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
Принимаем по ГОСТ 9563-60 
Принимаем предварительно угол наклона зубьев b=10о и определим числа зубьев шестерни и колеса:
Принимаем z1=22, тогда z2=z1 *u = 22*4=88
Уточненное значение угла наклона зубьев:
b=10о50¢
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные:
Проверка:
Диаметры вершин зубьев:
Ширина колеса:
Ширина шестерни b1=b2+5=75мм.
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности [1,с.32].
Коэффициент нагрузки:
где, КНb - коэффициент, учитывающий твердость поверхности зубьев и расположение зубчатого колеса
КНa- коэффициент, учитывающий окружную скорость колес и степень точности передачи.
КНV- коэффициент, учитывающий окружную скорость колес, твердость поверхности зубьев и форму зуба.
Значения КНb даны в таблице 3.5; при
, твердости НВ£350 и несимметричном расположении колес относительно опор ( учет натяжения клиноременной передачи) КНb»1,17.По таблице 3.4 гл. III при V=1,4 м/с и 8-й степени точности КНa=1,09.
По таблице 3.6 для косозубых колес при V£5м/с КНV=1,0.
Тогда
Проверка контактных напряжений по формуле[1,с.31]:
Силы действующие в зацеплении:
Окружная
Радиальная
a=20о – угол профиля в нормальной плоскости.
Осевая
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле [1.с.44]:
где КF- коэффициент нагрузки. По табл.3.7 при ybd=1,34, твердости НВ£350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор КFb=1,34. По табл. 3.8 КFV=1,1. Таким образом КF = 1,34*1,1=1,474.
YF- коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv:
У шестерни
У колеса
YF1=4,014 и YF2=3,61
Допускаемое напряжение
По табл.3.9 для стали 45 улучшенной при твердости НВ£350 s0Flimb=1,8НВ.
Для шестерни s0Flimb=1,8*230=415 Мпа; для колеса s0Flimb=1,8*200=360Мпа.
[S] – коэффициент безопасности,
[S]=[SF]/*[SF]//
[SF]/- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, [SF]/=1,75.
[SF]// - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, [SF]//=1.
Следовательно [S]= 1,75.
Допускаемые напряжения:
Для шестерни:
Для колеса
Находим отношение
Для шестерни
Для колеса
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденной отношение меньше.
Определяем коэффициенты Yb и KFa
Для средних значений коэффициента торцового перекрытия eа=1,5 и 8-й степени точности КFa=0,92.
Проверяем прочность зуба колеса по формуле [1,с46]
Условие прочности выполнено.
3.2 Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал.
Учитывая влияние изгиба вала от натяжения ремня принимаем [t]=25 МПа.
Диаметр выходного конца вала определяем по формуле [1,с.161]:
Принимаем ближайшее большее из стандартного ряда dв1=25
Диаметр вала под подшипниками dп1=30 мм.
Шестерню выполним за одно целое с валом.
Ведомый вал.
Диаметр выходного конца вала:
Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда.
В соответствии с рядом принимаем dВ2=42 мм.
Диаметр вала под подшипниками dп2=45 мм.
Диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса dк = 50 мм.
Диаметры остальных участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
3.3 Конструктивные размеры шестерни и колеса