Крутящие моменты, передаваемые валами, определяется по формуле

 

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя. В 3-х т. Т. 2. – 5-е изде., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1978. – 559 с., ил.

2. Свирщевский Ю.И., Макейчик Н.Н. Расчет и конструирование коробок скоростей и подач. Мн.: Высш. Шк., 1976. 590с,: ил.

 

Крутящие моменты, передаваемые валами, определяется по формуле

T_i =9550 .

T₁= H×м

T₂ = Н∙м

2. Расчет зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов и способов термообработки шестерни и колеса. Расчет допускаемых напряжений.

Выбираем для шестерни и колеса сталь 45 с термообработкой улучшения для шестерни, с нормализацией – для колеса

НВ₁=210 НВ₂=190 [1, c.34, т. 3.3]

2.1.1 Расчет допускаемых контактных напряжения

[σ_н]=

где i=1 для шестерни, i=2 для колеса;

s _{Hi limB} - предел контактной выносливости при симметричном цикле нагружения; Мпа

s _{Hi limB} =

s _{H1 limB} = МПа

s _{H2 limB}= МПа

[S_Hj] - коэффициент безопасности, определяется способом термообработки; [1, с.33]

[S_H] = 1.1..1.2 S_H = 1.15

K_HLj - коэффициент долговечности;

K_HLj = 1,

где N_{H 0 j} – базовое число циклов, определяемое твердостью боков поверхности зубьев;

N_H0j=

N_{H0 1}=

N_{H0 2} =

N _{HE j} – эквивалентное число циклов, определяемое сроком службы передачи, числом оборотов вала шестерни и валов колеса, коэффициентом использования;

N _{HE j} = T_∑ ∙k∙n_i∙60,

где T_∑ – срок службы зубчатой передачи; T_∑=20000 часов

k - коэффициент использования передачи; k=0,8;

n_i – частота вращения валов редуктора, n ₁= 277,07 об/мин, n ₂= 78,05 об/мин;

N _HE1 = 20000∙0,8∙277,07∙60=2,6 ∙10⁸

N _HE2 = 20000∙0,8∙78,05∙60=0,7 ∙10⁸

Поскольку

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

[s _{H 1}]= МПа

[s _H2 ]= МПа

Для косозубой передачи принимается наименьшее из значений, полученных по зависимости

1. [σ_н]=0,45∙([σ_н1]+[σ_н2])= 0,45 (426+391)= 367 Мпа

2. [σ_н]=1,23∙ [σ_нi]_min= 1,23∙391=481 Мпа

[σ_н]=367 Мпа

2.1.2. Расчет допускаемых напряжений изгиба

,

где - предел изгибной выносливости при отнулевом цикле нагружения; МПа

[1, c. 44, т.3.9]

МПа

МПа

[S_F] - коэффициент безопасности

[S_F]= [S_F]΄∙ [S_F]΄΄,

где [S_F]΄ - коэффициент, учитывающий механические свойства и твердость зубьев;

[S_F]΄΄- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки для шестерни или для колеса

[S_F]΄=1,75 [1, с.44, т.3.9]

[S_F]΄΄=1 [1, с.44]

[S_F]=1,75

Допускаемые напряжения изгиба:

МПа

МПа

МПа

2.2 Расчет параметров зубчатой передачи

2.2.1 Расчет межосевого расстояния

= (u +1) ,

где - коэффициент, учитывающий тип передачи; = 43

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, [1, c.32, т. 3.1]

- коэффициент ширины; = 0,25…0,5=0,4

u – стандартное передаточное отношение, u=u₂=3,55;

T₂ – крутящий момент на валу колеса, Т₂ = 512,7 Н×м

α_w =43∙(3,55+1) =178 мм

 

Округлим до ближайшего большего стандартного значения [1, с. 36] мм.

α_w=180 мм

2.2.2 Расчет ширины колеса (расчетной ширины зубчатой передачи)

b_w2=b_w=ψ_ba∙ α_w=0,4∙180=72 мм

b_w= 71 мм [1, с. 36]

2.2.3 Расчет модуля зацепления

m =(0,01…0,02) α_w=1,8…3,6 мм

Округлим m до стандартного значения [1, с. 36]: m = 3 мм

 

2.2.4 Расчет суммарного числа зубьев шестерни и колеса, угла наклона зуба в косозубой передаче

Z_∑= ,

где β – угол наклона зуба

β= 8…15°=10°

Z_∑= =118,08

 

Z =118

β = arcos =arcos =arcos(0,9833)=10,4858=10°29`8``

Z₁= 25,9

 

Z₁=26

Z₂= Z -Z₁=118-26=92

2.2.5 Расчет фактического передаточного отношения

и_ф = 3,538

[∆ и ]=±3,3%

 

∆ и = ∙100=0,33% < 3,3%

2.3 Проверочный расчет зубчатой передачи

2.3.1 Расчет по контактным напряжениям

Контактные напряжения равны

,

где с – коэффициент, учитывающий тип передачи; с= 270

a_w- межосевое расстояние; мм

b_w- расчетная ширина зубчатой передачи; мм

T₂- крутящий момент на валу колеса; н∙мм

u_ф- фактическое передаточное отношение;

K_Н - коэффициент нагрузки,

K_Н = K_Hα K_Hβ K_НV.

v=ω_1∙r₁,

где ω₁- угловая скорость шестерни, рад/м

ω₁=

r₁- радиус делительной окружности шестерни; мм

r₁=

 

v= =1130,9 мм/с=1,13 м/с

степень точности - 8

K_{H α} – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, K_{H α}=1,09 [1, с. 39, т. 3.4]

K_{H β} - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,

K_{H β} =1,0 [1, с. 39, т. 3.5]

K_НV - динамический коэффициент, определяемый степенью точности изготовления передачи,

K_НV=1,0 [1, с. 40, т. 3.6]

K_H=1,09×1,0×1,0=1,09

σ_н= 363,61 Мпа

∆σ_н= ∙100=0,92% <|±5%|

 

 

 

2.3.2 Расчет по напряжению изгиба

 

K_F - коэффициент нагрузки;

Y_F - коэффициент формы зуба;

Y _b - коэффициент, учитывающий влияние осевой силы в косозубой передаче на напряжение изгиба в основании зуба;

- коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями;

m – модуль зацепления; мм

b_w –ширина колеса; мм

- окружное усилие, Н

F_t =F_t1=F_t2 =

где T₂- крутящий момент на валу колеса;

- диаметр начальной окружности колеса, мм

где - диаметр начальной окружности шестерни, мм

d_w1= =79,33 мм

 

d_w2=79,33∙3,538=280,67 мм

F_t = 3653,4 н

K_F = K_Fβ ×K_FV,

где K_{F β} - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба;

K_FV - динамический коэффициент,

K_FV= 1,1[1, c. 43, т.3.8]

Ψ_bd= - коэффициент диаметра

Ψ_bd= 0,89

K_{F β} = 1,1 [1, c. 43, т.3.7]

K_F = 1,1 ×1,1=1,21

Y_F= 3,8[1, c. 42]

Y_b=1- 0,926

K_Fα [1, c. 46]

Е_β = 1,39 > 1

=0,92

σ_w= 67,2 МПа>[G_F]=195 Мпа

Условия изгибной прочности передачи выполняются

3. Первый этап эскизной компоновки редуктора

3.1 Компоновка зубчатой передачи в корпусе редуктора

 

 

 

 

d_w1=79,33 мм

d_w2=280,67 мм

b_w1= b_w2+3…5=75 мм

b_w2=71 мм

мм

3.2 Компоновка валов