Расчет зубчатой передачи редуктора

Исходные данные:

Р₂ = 4,68 кВт;

n₁ = 580 мин^-1; n₂ = 100 мин^-1;

u₂ = u_зуб = 5,8;

L_h = 9 час;

Режим работы: лёгкий.

1 Принимаем коэффициент нагрузки при контактных расчетах в зависимости от заданного режима работы: К_H = 1,1.

2 Принимаем коэффициент нагрузки при расчетах на выносливость по изгибу в зависимости от заданного режима работы: K_F = 1,15.

3 Коэффициенты эквивалентности режима при расчетах на контактную прочность = 0,2, на прочность по изгибу = 0,15.

4 Назначаем материал для изготовления шестерни и колеса, термическую обработку материала.

Таблица 2 – Материал зубчатых колес

5 Коэффициенты твердости:

- на контактную выносливость = 2;

- на изгибную выносливость = 0,8.

6 Базовое число циклов контактных испытаний для стали: ; базовое число циклов испытаний на изгиб .

7 Допускаемое напряжение контактной выносливости с учетом срока службы и режима работы (для шестерни и колеса):

(3.1)

Определяем «коэффициент долговечности» на входном валу:

Принимаем К _HL1=1.

Определяем «коэффициент долговечности» на выходном валу:

Принимаем К _HL2=1,1

Тогда

Допускаемое напряжение контактной выносливости .

8 Определяем допускаемые напряжения выносливости на изгиб с учетом срока службы и режима работы.

(3.2)

Определяем «коэффициент долговечности» на входном валу:

.

Принимаем К _FL1=1.

Определяем «коэффициент долговечности» на выходном валу:

.

Принимаем К_{F L2} = 1

Тогда

9 Рассчитываем межосевое расстояние цилиндрической передачи.

Коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния

Принимаем ψ_ba = 0,315.

Угол наклона зубьев передачи: β =0.

Межосевое расстояние определяем по формуле:

, мм (3.3)

Тогда

Принимаем а_w = 180.

10 Определяем ширину венца зубчатого колеса:

, мм – принимать целое число. (3.4)

Принимаем b₂= 57 мм.

Ширину шестерни принимаем b₁ = b₂+ 5= 57+5= 62 мм.

11 Определяем модуль зацепления:

, мм (3.5).

Согласуем его со стандартным значением.

Тогда

Принимаем m = 2 мм.

12 Назначаем числа зубьев колес, округляя их до целого числа (в меньшую сторону).

Число зубьев шестерни:

, принимаем целое число. (3.6)

Тогда

Принимаем z₁= 19.

Число зубьев колеса: . Принимаем z₂= 110.

Суммарное число зубьев

13 Определяем геометрические размеры зубчатых колес.

13.1 Уточняем межосевое расстояние:

13.2 Делительные диаметры зубчатых колес (d₁ и d₂):

,

13.3 Внешние диаметры зубчатых колес (d_a1 и d_a2):

13.4 Внутренние диаметры зубчатых колес (d_f1 и d_f2):

14 Определяем окружную скорость, м/с

. (3.7)

Тогда

Назначаем степень точности передачи: 6.

16 Рассчитываем усилия в зацеплении зубчатой передачи:

окружная сила F_t1 =F_t2 =2T₂·10³/d₂=2· 447,58 ·10³/303 = 2954 Н.

радиальная сила F_r1 =F_r2=F_t1tgα= 2954·0,364= 1075 Н.

17 Выполняем проверочный расчет передачи на контактную выносливость, определяем расчетные контактные напряжения:

(3.8)

где значения составляющих коэффициента нагрузки K_HA= 1, K_{H α} = 0,9, K_HV = 1,06, K_Hβ= 1,2.

Тогда

18 Проверяем передачу на выносливость по изгибу, определяем расчетные напряжения изгиба для шестерни σ_F1 и колеса σ_F2:

(3.9)

где значения составляющих коэффициента нагрузки K_FA= 1, K_Fα = 0,9, K_FV = 1,06, K_Fβ= 1,2; коэффициенты формы зуба Y_F1 = 4,27, Y_F2 = 3,61.

Тогда

Date: 2016-07-22; view: 383; Нарушение авторских прав