2. Расчет цилиндрических зубчатых передач

3.1. Выбор материала для зубчатых колес редуктора.

Шестерню изготовляем из стали 40Х с термообработкой до твердости 260…280 НВ, колесо из стали той же марки, но с твердостью на 20…70 единиц ниже (по условию прирабатываемости), т.е. 230…260 НВ. Расчет передачи выполняем по средней твердости каждого из колес:

НВ_ср1 = (260 + 280)/2 = 270; НВ_ср2 = (230 + 260)/2 = 245.

2. Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле:

Для шестерни _Hlim1 = 2НВ_ср1 + 70 = 540 + 70 = 610 МПа,

для колеса _Hlim2 = 2НВ_ср2 + 70 = 490 + 70 = 560 МПа.

Минимальный коэффициент запаса прочности S_Hmin = 1,1;

коэффициент долговечности Z_N при ресурсе работы более 10000 ч можно принять равным 1.

_{Для шестерни}

Для колеса

2. Определение основных параметров зубчатой передачи редуктора.

Межосевое расстояние зубчатой передачи определяют по формуле

= 100

Принимаем стандартное значение

Ка=430

Рабочая ширина венца зубчатого колеса

b_w = _ваа_w = 0,5  100 = 50 мм;

Нормальный модуль по формуле mn = (0,01...0,02) аw > 2 мм,

mn = (0,01…0,02) 100 = 2 мм.

По рекомендациям назначаем угол наклона зубьев β = 12 , = 0,978; суммарное число зубьев определяют по формуле

Уточняем значение углa

β = 11,48

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Делительный диаметр шестерни

Делительный диаметр колеса

Проверка:

d1 + d2 = 2

+ = 2 ∙ 100 мм

200 мм = 200 мм

Диаметры окружности вершин зубьев:

= d1 + 2 = мм;

= d2 + 2 = мм.

Диаметры окружности впадин зубьев:

= d1 - 2 = - 2∙2 = мм;

= d2 - 2 = - 2∙2= мм.

Рабочая ширина венца зубчатого колеса:

Ширина венца шестерни:

2. Выполняем проверочный расчет по контактным напряжениям

= 190 Мпа

0.768

= = 1,12.

Окружная скорость колес:

Определим отклонение расчетных значений от допускаемых:

Отклонение составило менее 10 %, условие выполнено.

2. Проверочный расчет зубьев по напряжениям изгиба.

напряжение изгиба

=

=

= 3,75, = 3,6.

Коэффициент нагрузки = = 0,9

Допускаемое напряжение изгиба

для колес, подвергаемых улучшению, определяют и :

= 1,8 ; = 1,75.

Для шестерни = 1,8 * 270 = 486 МПа.

Для колеса = 1,75 * 245 = 428,75 МПа.

Коэффициент долговечности для передач, ресурс работы которых более 10000 ч, можно принять равным 1.

Напряжение изгиба для шестерни:

Условие прочности зубьев на изгиб выполняется.

2. Определение сил в зацеплении.

3. Расчет цепных передач

4.1. Проектирование цепной передачи

4.1.1. Определяем число зубьев ведущей звездочки

Число зубьев ведомой звездочки

4.1.2. Определяем шаг цепи, назначая однорядную цепь, получим

По ГОСТ 13568–97 принимаем t = 31,75 мм.

4.1.3. Принимаем значение межосевого расстояния в шагах = 40.

4.1.4. Число звеньев цепи:

4.1.5. Межосевое расстояние:

Длина цепи:

4.1.6. Диаметры звездочек:

Делительные диаметры звездочек:

Диаметры окружности выступов зубьев

Диаметры окружности впадин

4.1.7. Скорость цепи

4.1.8. Окружная сила

4.1.9. Проверочный расчет на износостойкость

Допускаемое давление .

4.1.10. Прочность цепи

4.1.11. Нагрузка на валы

2. Конструирование звездочек роликовых цепей

Длина ступицы звездочки

Наружный диаметр ступицы

Ширина зуба однорядной звездочки:

Радиус закругления зуба

Толщина обода

Диаметр обода