3. Расчет тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

Исходные данные для расчета тихоходной цилиндрической зубчатой передачи:

N – передаваемая мощность, кВт;

N = 2,40 кВт;

n₁ – частота вращения шестерни, мин^-1;

n₁ = 42,6 мин^-1;

n₂⁰ – желаемая частота вращения колеса, мин^-1;

n₂⁰ = 12,5 мин^-1;

n_2д – допустимое отклонение частоты вращения колеса от желаемой, мин^-1;

n_2д = 0,62 мин^-1;

t – число часов работы передачи за расчетный срок службы;

t = 0,33*24*8*300 = 19008 ч.

1. Проектный расчет передачи.

Расчитаем момент на шестерне по формуле:

T₁ = 9550*N*к/n₁ = 9550*2,40*1,3/42,6 = 699 Н*м;

где N – передаваемая мощность, кВт;

n₁ – частота вращения шестерни, мин^-1;

к – коэффициент нагрузки передачи, к = к_v * к_ = 1,3;

где к_v – коэффициент динамической нагрузки;

к_ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца;

Затем вычисляем предполагаемое передаточное число по формуле: U⁰ = h₁/h⁰₂ = 42,6/12,5 = 3,4

где h₁ – частота вращения шестерни, мин^-1;

h⁰₂ – желаемая частота вращения колеса, мин^-1;

Выбираем предполагаемый коэффициент ширины шестерни относительно ее начального диаметра: _b⁰_d = 0,8;

Расчитываем предполагаемое межосевое растояние по формуле: где T₁ – расчетный момент на шестерне;

U⁰ – предполагаемое передаточное число;

_b⁰_d – предполагаемый коэффициент ширины шестерни относительно ее начального диаметра;

_нр – допускаемое контактное напряжение передачи;

Выбираем желаемое межосевое расстояние.

Далее выбираем допустимое отклонение межосевого расстояния.

Значение a_ выбираем в пределах:

0,01* a_< a_ < 0,1*a_g;

0,01*300 < a_< 0,1*300;

3 < a_< 30;

Следовательно a_ принимаю равным 15мм, т.к. 3<15<30.

Данное значение удовлетворяет выше приведенное условие.

Расчитываем предполагаемый начальный диаметр шестерни по формуле: d⁰_1 = 2*a_g/(U⁰+1) = 2*300/(3,4+1) = 136мм;

где U⁰ – предполагаемое передаточное число;

a_g – желаемое межосевое растояние.

Вычисляем предполагаемую рабочую ширину:

b⁰_ = _b⁰_d * d⁰_1 = 0,8*136 = 109мм.

где _b⁰_d – предполагаемый коэффициент ширины шестерни относительно ее начального диаметра;

d⁰_1 – предполагаемый начальный диаметр шестерни;

Выбираем рабочую ширину из соотношения

Она равняется 110мм

;

Выбираем число зубъев колеса из условия: z₁>16;

Принимаем z₁=20;

Затем вычислим число зубъев колеса по выражению:

z₂=z₁*U⁰ = 20*3,4 = 68;

где z₁ – число зубъев шестерни;

U⁰ – предполагаемое передаточное число;

Угол наклона линии зуба =0⁰, так как по условию задания передача циклическая, прямозубая.

Расчитываем предполагаемый модуль по формуле:

m⁰ = 2*a_g*cos /(z₁+z₂) = 2*300*cos 0/(20+68) = 6,8мм;

где a_g – желаемое межосевое растояние;

 - угол наклона линии зуба;

z₁ – число зубъев шестерни;

z₂ – число зубъев колеса;

Выбираем значение модуля по выражению m=m⁰ из ряда модулей СТСЭВ310-76.

;

Значение модуля равняется 7мм.

Выбираем коэффициенты смещения шестерни и колеса x₁=0,5; x₂=0,5 из условия, что 17<=z₁<=30 и U⁰<3,5.