3. Расчет редукторной передачи

Исходные данные:

Редуктор 1ЦУ-160-6,3

Т_б(под z₁)=144,3 Н∙м

Т_т(под z₂)=884,7 Н∙м

3.1.Межосевое расстояние

Принимаем согласно типоразмеру редуктора 1ЦУ-160 a_W = 160 мм

3.2.Геометрические параметры

Модуль зацепления

m = (0,01  0,02)а_W = (0,01  0,02)160 = 1,6 3,2 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 [1 c. 78] m = 2,0 мм

Число зубьев:

- суммарное z_c = 2a_Wcos/m = 2160cos0/2,0= 160

Примем z_с=160

- шестерни z₁ = z_c/(u+1) = 160/(6,3 +1) =21,92

примем z₁=22

колеса z₂ = z_c–z₁ =160– 22 = 138;

уточняем передаточное отношение: u = z₂/z₁ = 138/22= 6,27,

отклонение (6,3 – 6,27)100/6,3 = 0,43%<4%

Фактическое межосевое расстояние:

a_W = z_cm/2cos = 1602,0/2cos0 = 160 мм.

делительные диаметры:

d₁ = mz₁/cos =2,022= 44,0 мм,

d₂ = 2,0138= 276,0 мм;

диаметры выступов:

d_a1 = d₁+2m = 44,0+22,0 = 48,0 мм,

d_a2 = 276,0+22,0 = 280,0 мм;

диаметры впадин:

d_f1 = d₁– 2,5m = 44,0 – 2,52,0 = 39,2 мм,

d_f2 = 276,0–2,52,0 = 271,2 мм;

ширина колеса:

b₂ = _baa_W = 0,315160 = 50,4 мм;

Примем согласно ГОСТ b₂=50 мм

ширина шестерни:

b₁ = b₂+(2…5) = 63+(2…5)= 55 мм;

коэффициент _bd = b₁/d₁ =55/44 = 1,25

Рис.3.1.Эскиз зацепления цилиндрической передачи

3.3.Окружная скорость

V = dn/610⁴ = 44,0974/610⁴ = 2,24 м/с.

Принимаем 8-ю степень точности.

3.4.Силы действующие.

Окружная сила:

F_t2= 2Т_т/d₂ = 2884,710³/276,0= 6410,8H

Радиальная сила

F_r2 = F_t2 tg/cos = 6410,8tg20 = 2332 Н

Осевая сила:

F_a2 = F_t2 tg = 6410,8tg 0=0 Н.

3.5.Расчетное контактное напряжение:

.

где Z_H – коэффициент формы суммарной длины контактных линий,

Z_ – коэффициент суммарной длины контактных линий,

К_Н = 1,0 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

К_Н = 1,0 – коэффициент распределения нагрузки по ширине венца,

К_Нv=1,05 – коэффициент динамической нагрузки.

Z_H = (2cos/sin2)^0,5 = [2cos 0/sin(220)]^0,5 = 1,764

Z_ = ((4-_)/3)^0,5 = ((4-1,711)/3)^0,5 = 0,873

где _ – коэффициент торцевого перекрытия.

_ = (1,88 – 3,2(1/z₁+1/z₂))cos = (1,88– 3,2(1/22+1/138))cos0=1,711

_H2= (61601,7640,873/160)[884,7(6,27+1)³1,01,01,05/(506,27²)]^0,5 =

= 857,4 МПа

4. Расчет и проектирование зубчатой цилиндрической передачи открытого типа

4.1. Выбор материалов зубчатой пары

Шестерня Z₃ – Сч20, улучшение – НВ₃ 240.

Колесо Z₄ – Сч20, улучшение – НВ₄ 210.

4.2. Определение допускаемых напряжений зубьев передачи

[σ]_F = σ_F0K_FLK_FCY_s/S_F

где σ_F0 - предел выносливости зубьев при изгибе;

K_FL - коэффициент долговечности;

K_FC - коэффициент двухстороннего приложения нагрузки

Y_s – коэффициент концентрации напряжений;

S_F – коэффициент безопасности

σ_F0 = 1,8НВ

σ_F03 = 1,8∙240 = 432 МПа

σ_F04 = 1,8∙210 = 378 МПа

где N_H0 = 4∙10⁶ – базовое число циклов перемены напряжений;

N_HE - эквивалентное число циклов перемены напряжений;

N_HE = 60Тn

где Т – ресурс работы привода;

Т = LДСt

где L = 12 лет – срок эксплуатации привода;

Д = 300 дней – число рабочих дней в году;

С = 1 смена – число смен за сутки;

t = 8 часов – продолжительность смены

Т = 12∙300∙1∙8 = 28800 часов

N_HE3 = 60∙28800∙154,6 = 2,7∙10⁸

K_FL3 = (4∙10⁶/2,7∙10⁸)^1/6 = 0,496

принимаем K_FL3 = 1

N_HE4 = 60∙28800∙70,3 =1,2∙10⁸

K_FL4 = (4∙10⁶/1,2∙10⁸)^1/6 = 0,566

принимаем K_FL4 = 1

S_F = S`_FS``_F

где S`_F = 1,75 – коэффициент нестабильности свойств материала;

S``_F = 1,3 – коэффициент способа получения заготовок зубчатых

колес, в данном случае литые заготовки.

S_F = 1,75∙1,3 = 2,275

Предварительно примем Y_s = 1, т.к. модуль передачи пока не определен.

Коэффициент К_FC = 1 при нереверсивном вращении барабана

[σ]_F3 = 432∙1∙1∙1/2,275 =189,9 МПа

[σ]_F4 = 378∙1∙1∙1/2,275 = 166,2 МПа