1Этап. Кинематический расчёт редуктора.

КПД пары зубчатых колёс (табл.1,1 с.5) η₁=0,97÷0,98=0,97

КПД пары подшипников η₂=0,99÷0,995=0,99

КПД редуктора

η= η ₁ η²₂=0,97*0,99²=0,95

Передаточное отношение редуктора

U_р =ω_1/ω₂=130/41,6=3,125

По ГОСТ принимаем U_р =4

Уточняем угловую скорость и частоту вращения:

ведущий вал ω₁= 130 рад/с

n₁=30ω₁/π = 30*130/3,14=1242(об/мин)

ведомый вал ω₂= ω_1/ U_р= 130/4=32,5 рад/с

n₂=30ω₂/π=1242/4=310,5(об/мин)

Вращающие моменты:

на валу шестерни

Т₁= Р_1/ω₁=1000/130=7,692*10³ Н*мм

на валу колеса

Т₂= Т₁ *U_р* ι=7,692*10³*4*0,97≈29,845*10³

Расчёт зубчатых колёс редуктора.

Выбор материала и расчётных коэффициентов аналогичен примеру.

При расчёте межцентрового расстояния брать момент на ведомом валу редуктора. Полученное межцентровое расстояние округлять до ближайшего стандартного (стр.36).

Модуль по возможности выбирать целым (стандартным).

В зависимости от передачи выбирать угол наклона. Для прямозубой -0 ⁰.

Контактное напряжение рабочее отличается от допус­каемого на -10/+5 %.

Напряжение изгиба должно быть только меньше допус­каемого.

Выбираем материалы для зубчатых колёс такие же как в §12.1. Для шестерни сталь 40Х , термообработка-улучшение,

твёрдость НВ270; для колеса сталь 40Х, термообработка-улучшение, твёрдость НВ 245.

Допускаемое контактное напряжение для прямозубых ко­лёс из указанных материалов

[σн] =560*1/1,10=509,09 МПа.

Примем коэффициент ширины венца

Ψ_ва = 0,16

Коэффициент К_нβ , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, примем по табл.3.1. Несмотря на симметричное расположение колёс относительно опор, примем значение этого коэффициента как в случае несимметричного расположения колёс, так как со стороны клиноремённой передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев:

К_нβ = 1,1.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле

a_w = К_а (u+1) = =43,5(4+1)³√23,845*10³*1,1/509,09²*4²*0,16=90,525мм , где К_а = 49,5; u= 4 .

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

a_w = 90 мм (см. стр. 36)

Нормальный модуль m_n=(0,01÷0,02) a_{w = (0,01÷0,02)*90= 0,9÷1,8}

принимаем по ГОСТ 9563 -60 m_n= 1 мм.

Примем предварительно наклон зубьев β= 0^º

^{Число зубьев шестерни (см. формулу 3.12)}

Z₁ = = 2*90/(4+1)*1=180/5=36

принимаем Z₁ = 36 ;

тогда Z₁ = Z₁ ·u =36*4=144

Основные размеры шестерни и колеса.

Диаметры делительные

d1 = m_n Z₁ =1*36=36мм

d2 = m_n Z₂ =1*144=144мм

Проверка:

а_w= =36+144/2=90мм

Диаметры вершин зубьев:

da ₁= d₁ + 2 m_n =36мм

da₂ = d₂ + 2 mn_n=144мм

Ширина колеса:

b ₂= Ψва а_w =0,16*90=14мм

b₁ = b₂ +5 =14+5=19мм

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Ψ_вd = =19/36=0,53

Окружная скорость колёс:

ν= =130*36/2*10³=2,34м/с

Коэффициент нагрузки:

К_н = К_{н β} К_{н α} К_{н ν}

По табл. 3.5 при Ψ = 1,11 , твёрдости НВ ≤ 350 и симметричном расположением колёс коэффициент К_{н β} = 1

По табл. 3.4 при V= 2,34 м/с и 8-й степени точности коэффициент К_{н α} = 1

По табл. 3.6 К_{н ν} = 1,1

Таким образом,

К_н =1*1,1*1,1=1,21

Проверяем контактные напряжения по формуле (3.6):

σн = = 310/90√29,845*10³*1,21*125/14*16=482,8Мпа

что менее [σн ]= 48 Мпа. Условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении:

Окружная F_t = 2*7,692*10³/36=427,3 Н

Радиальная F_r = F_t 427,3*0,364=155,54 Н