1.8 Определение частот вращения валов привода

Частота вращения ведущего вала редуктора определяется по формуле (об/мин):

– для схем, в которых между двигателем и редуктором нет других передач

n₁ =n_эл = 750, (10)

Частота вращения ведомого вала редуктора определяется по формуле:

u

n₂ = ⁿ¹ =750/5=150 об/мин, (11)

Частота вращения приводного вала определяется по формуле (об/мин):

– для схем, в которых выходным является ведомый вал редуктора:

n₃ = n_{2 =} 150 об/мин, (12)

1.9 Определение крутящих моментов на валах привода

Момент на приводном валу (Н·м):

=3200*0,3/2=480 Нм, (14)

Момент на ведомом (тихоходном) валу редуктора (Н·м):

= / * * * =480/1*0,99*0,93*2,943=177,15 Нм, (15)

Момент на ведущем (быстроходном) валу редуктора (Н·м):

= / * * * =177,15/0,98*0,99*0,97*5=34,65 Нм, (16)

2 Расчет цилиндрической зубчатой передачи

После определения вращающих моментов на валах и частот вращения зубчатых колес выполняют основные проектные расчеты передач. Исходными данными для расчета являются: вращающий момент на колесе T₂ (177,15 Нм), передаточное число u₁ (5,0).

2.1 Выбор материалов и термической обработки

Материалы для изготовления зубчатых колес подбирают по таблице 1. Для повышения механических характеристик материалы колес подвергают термической обработке.

Таблица 1 – Механические характеристики сталей, используемых для изготовления зубчатых колес

	Марка стали	Термообработка	Твердость зубьев	σТ ,Н / мм2
Шестерня	40Х	Улучшение	269…302 НВ	750
Колесо	40ХН	Улучшение	235…262 НВ	630

2.2 Определение допускаемых напряжений

Предварительно определяется среднюю твердость поверхностей зубьев:

HB_ср =0,5* (HB_min +НB_max)=0,5(269+302)=286 НВ, (17)

Допускаемые напряжения определяются по формулам:

=1,8* +67=1,8*286+67=582 Мпа, (18)

=1,03* =1,03*286=295 Мпа, (19)

2.3 Определение межосевого расстояния

Предварительно принимают коэффициент межосевого расстояния для передач с прямыми зубьями K_a = 49,5. Коэффициент ширины _ba принимаем равным 0,4.

Коэффициент ширины

_bd=0,5* _ba( +1)=0,5*0,4*(5+1)=1,2 (20)

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий:

(21)

Межосевое расстояние (мм):

, (22)

Вычисленное межосевое расстояние округляем в большую сторону по значениям ГОСТ до числа 125,0 мм.

2.4 Расчет предварительных основных размеров колеса

Делительный диаметр (мм), точность вычисления до третьего знака после запятой:

=2*а_w* / =2*125*5/6=208,(3) мм, (23)

где а_w – межосевое расстояние (мм), берется из п.2.3;

u₁ – передаточное число зубчатой передачи (см. п.1.7).

Ширина (мм):

b_{2 ba}*a_w =0,4*125=50 мм, (24)

Значение b₂ округляем в ближайшую сторону до целого числа.

2.5 Расчет и выбор по стандарту модуля передачи

Принимаем коэффициент модуля K_m = 6,8 для прямозубых передач.

Предварительно модуль передачи (мм):

m 2*5,8*411200/250*60*267,8=1,1874 (25)

Расчетное значение модуля передачи округляется в большую сторону до стандартного из ряда чисел - 1,0.

2.6 Определение суммарного числа зубьев и угла наклона

Угол наклона прямозубых колес равен 0⁰.

Суммарное число зубьев:

2*125*1/1,0 =250 шт., (27)

2.7 Определение числа зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни:

=250/6=41,7 42 шт. >17, (29)

Число зубьев колеса:

z₂ =z - z₁=250 - 42 =208 шт., (30)

2.8 Определение фактического передаточного числа

Фактическое передаточное число:

u_ф = ^z2 =208/42 =4,952 (31)

Отклонение от заданного передаточного числа не превышает установленных значений.

u

∆u = ^{uф -u1} *100 |4,952-5|/5*100%=1%≤4%. (32)

2.9 Определение геометрических размеров колес

Делительные диаметры (мм):

– шестерни мм, (33)

– колеса d₂ =2*a_w - d₁=2*125-42=208 мм, (34)

Диаметры окружностей вершин зубьев (мм):

– шестерни d_a1 = d₁ + 2⋅m=42+2*1=44 мм , (35)

– колеса d_a2 =d₂ + 2⋅m=208+2*1=210 мм, (36)

Диаметры окружностей впадин зубьев (мм):

– шестерни d_f1 = d₁ -2,5*m=42-2,5*1=39,5 мм, (37)

– колеса d_{f 2} = d₂ -2,5*m=208-2,5*1=205,5 мм, (38)

При соотношение b₁/b₂=1, 06 принимаем b₁=53 мм.