2.2 Проектный расчёт тихоходной передачи

Проектный расчёт цилиндрической косозубой передачи ведем относительно делительного диаметра шестерни d₁, м по формуле [2]:

(2.11)

где E_ПР– приведенный модуль упругости материала шестерни ( для сталей

E_ПР= 2,1·10¹¹ Па);

T₁- крутящий момент на валу шестерни, Н·м;

K_Hα - коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

K_Hβ - коэффициент концентрации нагрузки.

U- передаточное число передачи;

ψ_bd– коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра.

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями K_Hα определяется по

формуле [2]:

K_Hα=1+0,25·(n_ст-5) (2.12)

где n_СТ- степень точности изготовления колёс по нормам плавности. Назначаем n_СТ= 8. Тогда

K_Hα=1+0,25·(8-5)=1,75

Коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра ψ_bd рассчитывается по формуле [2]:

ψ_bd=0,5·ψ_bа·(u+1) (2.13)

где ψ_ba- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния, выбирается по таблице 8.4, [2].

При несимметричном расположении колёс относительно опор при твердости зубьев H < 350 HB ψ_ba= 0,2…0,4. Принимаем ψ_ba= 0,35.

Тогда

ψ_bd=0,5·0,35·(2+1)=0,525

Коэффициент концентрации нагрузки (выбирается по графикам (рисунок 8.15, [2]) в зависимости от твердости шестерни HB, вида редуктора и коэффициента ψ_bd ). В нашем случае K_Hβ = 1,01.

Тогда:

Принимаем

Определим ширину шестерни b _W, мм по формуле (8.16), [2]:

b_W=d₁· ψ_bd. (2.14)

b_W=113·0,525=60 мм

Принимаем b_W=60 мм.

Определим модуль передачи m , мм по формуле [2]:

где ψ_m– коэффициент модуля (определяется по таблице 8.5, [2] в зависимости от твердости(при H < 350 HB, ψ_m=30…20). Принимаем ψ_m= 20, тогда

По ГОСТ 9563-80 выбираем стандартный модуль m = 3 мм.

Определяем угол β:

Определяем числа зубьев шестерни z₁ и колеса z₂, делительный диаметр колеса d₂ и межосевое расстояние передачи a_W по формулам [2]:

Число зубьев шестерни:

Принимаем

Число зубьев колеса:

z₂=z₁·u (2.17)

z₂=37·2=74

Межосевое расстояние:

Делительные диаметры колеса:

/cos β (2.19)

Для шестерни:

мм

Для колеса:

мм

Диаметры вершин зубьев:

d_a=d+2⋅m

Для шестерни:

d_a2= +2 =119 мм

Для колеса:

d_a1= +2⋅3=232 мм

Диаметры впадин зубьев:

d_f=d-2⋅m, (2.21)

Для шестерни:

d_f2=113-2⋅3=107 мм.

Для колеса:

d_f1= - 2⋅3=220 мм.

2.3 Проверочный расчет тихоходной передачи редуктора

, (2.22)

где Т₃ – крутящий момент вала, Нм;

Z_hb - коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям;

К_Н – коэффициент расчётной нагрузки;

- угол зацепления; = = 20; sin2 = 0,64.

, (2.23)

где - коэффициент торцового перекрытия.

(2.24)

Определяем окружную скорость:

, (2.25)

м/c,

Коэффициент расчётной нагрузки:

= · · . (2.26)

где К_Нυ – коэффициент динамической нагрузки,1,табл.8.3;

К_Н = 1,751,011,3= 2,3;

.

Рассчитываем недогрузку:

(2.27)

Проверочный расчёт по напряжениям изгиба:

, (2.28)

где - коэффициент формы зуба 1,рис.8.20;

- окружная сила, Н;

- коэффициент расчётной нагрузки;

- коэффициент повышения прочности косозубых передач.

Для тихоходной передачи:

для шестерни Y_F1 = 3,8;

для колеса Y_F2 = 3,76.

Расчёт выполняем по тому из колёс пара, у которого меньше :

Для шестерни:

.

Для колеса:

.

Расчёт выполняем по колесу.

= · · (2.29)

Где К_F - коэффициент концентрации нагрузки,1,рис.8.15;

К_Fυ – коэффициент динамической нагрузки,1,табл.8.3.

.

Окружная сила:

, (2.30)

;

Условия прочности соблюдаются.