Проектирование редуктора (стр. 3 из 6)

где В – ширина обода шкива, мм;

Z – число ремней.

=

=63 мм

Принимаю шкивы клиноременной передачи из СЧ15

3. Расчет зубчатых колес редуктора

Так как в задании на проектирование нет особых требований в отношении габаритов передачи выбор материала произвожу со средним механическими характеристиками.

Принимаю материал Сталь 45 с улучшением. Для колеса HB=200, для шестерни HB=230

3.1. Допускаемое контактное напряжение

, (3.1)

где

- допускаемое контактное напряжение МПа;

GHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

КНL – коэффициент долговечности;

- коэффициент безопасности.

GHlimb=2НВ+70, (3.2)

Для шестерни

, (3.3)

где

- допускаемое контактное напряжение МПа;

НВ – твердость шестерни;

-коэффициент безопасности;

КНL – коэффициент долговечности.

=481 МПа

Для колеса

, (3.4)

где

- допускаемое контактное напряжение МПа;

НВ2 – твердость шестерни;

-коэффициент безопасности;

КНL – коэффициент долговечности.

=427 МПа

Расчетное допускаемое напряжение

, (3.5)

Требуемое условие

=408,6 МПа

3.2. Определение межосевого расстояния

, (3.6)

где

- межосевое расстояние, мм;

Ка =43;

ир – передаточное число редуктора (из стандарт. ряда);

Т2 – вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н·м;

Кнв – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца колеса;

ψва – коэффициент ширины венца,

Принимаю ψва=0,25 по ГОСТ2185-66;

Кнв=1,2.

=184,47мм

3.3. Определение нормального модуля зацепления

mn=(0.01-0.02)·

, (3.7)

где mn – нормальный модуль зацепления, мм;

- межосевое расстояние, мм (из формулы 3.6).

mn=(0,01-0,02)·184,47=1,847-3,5894 мм.

Принимаю межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 аω=180мм

Принимаю mn=3,5 мм

3.4. Определение числа зубьев шестерни и колеса

Предварительно принимаю угол наклона зубьев β=10°

, (3.8)

=21,2

Принимаю число зубьев шестерни z1=20

z2= z1 ·up, (3.9)

z2= 20 ·3,55=71

Уточнение значения угла наклона зубьев.

, (3.10)

где cosβ – угол наклона зубьев, мм;
z1, z2 – число зубьев;

mn – нормальный модуль зацепления, мм;

- межосевое расстояние, мм.

=0,884

3.5. Основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительные

(3.11)

где d1-делительный диаметр шестерни, мм.

=79 мм

(3.12)

где d2 – делительный диаметр колеса, мм.

=281мм

Проверка

= =180 мм (3.13)

Диаметры вершин зубьев

dа1 = d1+2· mn, (3.14)

где dа1 – диаметр вершин зубьев шестерни, мм.

dа1 =71+2·3,5=78 мм

dа2 = d2+2· mn, (3.15)

где dа2 - диаметр вершин зубьев шестерни, мм.

dа2 =281+2·3,5=288 мм

Диаметры впадин шестерни и колеса.

df1 = d1-2,5· mn, (3.16)

где df1 – диаметр впадин шестерни, мм.

df1 =71-2,5·3,5=62,25 мм

df2 = d2-2,5· mn , (3.17)

где df2 – диаметр впадин колеса, мм.

df2 =281-2,5·3,5=272,25 мм

Ширина колеса

b2 = ψba·aω , (3.18)

где b2 – ширина колеса, мм;

- межосевое расстояние, мм;

ψва – коэффициент ширины венца.

b2 = 0,25·180=45 мм

Ширина шестерни

b1= b2 +5 мм, (3.19)

где b1 – ширина шестерни, мм;

b2 – ширина колеса, мм.

b1= 45 +5=50 мм

3.6. Коэффициент ширины шестерни по диаметру

, (3.20)

где ψbd – коэффициент ширины шестерни;

b1 – ширина шестерни, мм;

d1 – делительный диаметр шестерни, мм.

=0,63

3.7. Определение окружной скорости колес

, (3.21)

где υ – окружная скорость колес, м/с;

ω2 - угловая скорость, рад/с;

d1 – делительный диаметр шестерни, мм.

=1,303 м/с

3.8. Определение коэффициента нагрузки

Кн= Кнβ· Кнα· Кнυ, (3.22)

Кн= 1,02· 1· 1,05 =1,071

3.9. Проверка контактного напряжения

, (3.23)

где σH – контактное напряжение, МПа;

- межосевое расстояние, мм;

Т2 – вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н·м;

КН – коэффициент нагрузки;

– передаточное число редуктора.

=383,5 МПа

Примечание

,

Условие прочности выполнено

3.10. Действующие силы в зацеплении

Окружная

, (3.24)

где Ft – окружная действующая сила, Н;

Т1 – вращающий момент быстроходного вала редуктора, Н·м;

d1 – делительный диаметр шестерни, мм.

=2756,96 Н·м

Радиальная

, (3.25)

где Fr – радиальная действующая сила, Н;

α – угол зацепления в нормальном сечении принимается 20°;

β – угол наклона зубьев по расчету.

=1134,9 Н·м

Осевая Fa= Ft ·tgβ, (3.26)

где Fа – осевая действующая сила, Н.

Fa= 2756,96 ·tg8°=387 Н·м

3.11 Проверка зубьев на выносливость по напряжению изгиба

, (3.27)

где σF – выносливость зубьев, МПа;

Ft – окружная действующая сила, Н;

mn – нормальный модуль зацепления, мм.

Коэффициент нагрузки

КF= КFβ· КFυ=1,26·1,1=1,38; (3.28)

YF – коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Zυ

У шестерни Zυ1=Z1/Cos3β=20/0,993=20,6=20;

У колеса Zυ2=Z2/Cos3 β=71/0,993=73,17=73;

Коэффициенты YF1=4,09 и YF2=3,61;

Определение коэффициентов YВ и КF2

, (3.29)

=0,94

, (3.30)

где ε2 – коэффициент торцового перекрытия, ε2 =1,5;

n – степень точности колес.

=0,916=0,92

Допускаемое напряжение при проверке на изгиб

, (3.31)

где

допускаемое напряжение на изгиб, МПа;

- предел контакта выносливости, МПа;