Кинематическая схема редуктора (стр. 2 из 4)

N_HE2 = 20000∙0,8∙78,05∙60=0,7 ∙10⁸

Поскольку

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

[s_H1]=

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_HαK_HβK_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_Hα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, K_Hα=1,09 [1, с. 39, т. 3.4]

K_Hβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,

K_Hβ=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=

3653,4н

K_F = K_Fβ ×K_FV,

гдеK_Fβ - 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_Fβ = 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