Привод электродвигателя (стр. 5 из 9)

u - передаточное число редуктора;

Т₂ - вращающий момент на тихоходом валу редуктора, Н/м;

[s]_Н - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм²;

К_Нb - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев К_Нb = 1.

(мм)

a_w=230 мм

2. Определяем модуль зацепления m, мм:

где К_m — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К_m = 5,8;

- делительный диаметр колеса, мм, d₂=271,5 мм;

b₂ = y_aa_W - ширина венца колеса, мм, b₂= 48 мм;

[s]_F —среднее допускаемое контактное напряжение , Н/мм².

Таким образом, m = 2.16, округляя до стандартного значения, принимаем m=2,5(мм).

3. Определяем угол наклона зубьев b_min для косозубых передач:

,

4. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых колес:

5.Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:

6.Определяем число зубьев шестерни:

.

7. Определяем число зубьев колеса:

z₂ = z_Σ – z₁ =90 - 26=64 .

8. Определяем фактическое передаточное число u_ф:

.

и проверяем его отклонение от заданного:

9. Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубых передач:

.

Геометрические параметры передачи представлены в табл. 5.

Таблица 5

Геометрические параметры передачи

Параметр		Шестерня косозубая	Колесо косозубое
Д и а м е т р	делительный
	вершин зубьев
	впадин зубьев
Ширина венца

.4.5. Проверочный расчет

1. Проверяем межосевое расстояние:

.

2.Проверяем контактные напряжения s_Н:

.

где К - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К = 376;

— окружная сила в зацеплении, Н;

К_Нa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Зависит от окружной скорости колес

, и степени точности передачи, принимаем равной 8; К_Нa=1,119 [1, с.62-63];

К_Нu — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, К_Нu=1,01 [1, с.62].

Подставляя числовые данные получаем:

3.Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни s_F1 и колеса s_F2, Н/мм²:

где m - модуль зацепления, мм;

b₂ - ширина зубчатого венца колеса, мм;

F_t - окружная сила в зацеплении, Н;

K_Fa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес К_Fa зависит от степени точности передачи. К_Fa = 1,0.

К_Fb — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колес К_Fb = 1;

К_Fu — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи равный 1,04, [3];

Y_F1 и Y_F2 — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Для косозубых определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни

.

и колеса

Y_F1 = 3,88 и Y_F2 = 3,62;

— коэффициент, учитывающий наклон зуба;

[s]_F1 и [s]_F2 — допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм².

Составляем табличный ответ^*, мм:

Таблица 6

Проверочный расчет

Проверочный расчет
Параметр		Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечание (отклонения)
Контактные напряжения sН, Н/мм2		514,3	474,99	недогрузка
Напряжение изгиба, Н/мм2	sF1	294,07	84,03	недогрузка
	sF2	255,96	112,56	недогрузка

4.6. Определение сил в зацеплении

Таблица 7 Значения сил

Силы в зацеплении	Значение силы, Н
	на шестерне	на колесе
Окружная	Ft1 = Ft2 = 4787
Радиальная	Fr1 = Fr2 = 1220
Осевая	Fa1 = Fa2 = 1742,7	Fa2 = Ft2tgb =1742,7

4.7. Определение консольных сил

В проектируемых приводах конструируются открытые зубчатые цилиндрические и конические передачи с прямыми зубьями, а также ременные и цепные передачи, определяющие консольную нагрузку на выходные концы валов. Кроме того, консольная нагрузка вызывается муфтами, соединяющими двигатель с редуктором или редуктор с рабочей машиной.

Значения консольных сил приведены в табл. 8

Таблица 8

Значения консольных сил

Вид открытой передачи	Характер силы	Значение силы,Н
		На шестерне	На колесе
Цилиндрическая прямозубая	Окружная	Ft1 = Ft2 = 105556
	Радиальная	Fr1 = Fr2 =
Клиноременная	Радиальная