Шестерня

Y_R= 1[1], Y_X= 1[1], Y_б= 1[1], S_F= 1,7[1];

[σ]_FО1 = =323,5МПа;

N_FЕ1= 60 ּ 126,6 ּ 3810 ּ(0,3 ּ 1⁹ + 0,7 ּ 0,5⁹)=8,72 ּ10⁶

Y_N= 1 т.к. N_FЕ.> N_FO

[σ]_F1 =323,5 ּ 1 ּ 1=323,5Мпа.

Колесо

σ_Fim= 500- 600 МПа;

Y_R= 1[1], Y_X= 1[1], Y_б= 1[1], S_F= 1,7[1];

[σ]_FО2 = =323,5МПа;

N_FЕ2 = 60 ּ 28,1 ּ 3810 ּ(0,3 ּ 1⁹ + 0,7 ּ 0,5⁹)=1,93 ּ 10⁶

Y_N= =1,08

[σ]_F2 = 323,5 ּ 1 ּ 1,08 = 349,4МПа.

4.4. Расчёт закрытых зубчатых цилиндрических передач.

4.4.1.Определение межосевого расстояния;

a_w = K_a ּ (u+1) ּ

где a_w- межосевое расстояние, мм;

K_a - вспомогательный коэффициент, K_a = 450 [1];

K_H- коэффициент нагрузки, K_H=1,4 [2];

ψ_a- коэффициент ширины. ψ_a= 0,25[1].

a_w = 450 ּ (4,5+1) ּ =134,8мм

Согласуем из значений нормального ряда чисел: a_w = 140мм

4.4.2. Определение модуля передачи;

m_n = (0,016-0,0315) a_w.

Для прямозубых передач существует один модуль и обозначается- m.

m_n=(0,016-0,0315) ּ 140

2,24<m<4,41. Назначаем модуль m=2,5 ГОСТ 9563-80.

4.4.3. Определение суммарного числа зубьев для прямозубых передач

z_Σ = = =112

Число целое, значит верно.

4.4.4. Определение числа зубьев шестерне.

z₁ = = = 20

z₁=20 > z_min=17

4.4.5. Определение числа зубьев колеса для внешнего зацепления.

z₂ = z_Σ- z₁ = 112-20 = 92

4.4.6. Определение геометрических размеров колес.

Шестерня Колесо

d₁ = m ּ z₁ = 2,5 ּ 20 =50 мм d₂ = m ּ z₂ = 2,5 ּ92 = 230мм

d_a1 = d₁ +2m = 50+2 ּ 2,5 = 55мм d_a2 = d₂ +2m = 230+2 ּ 2,5 =235мм

d_f1 = d₁-2,5m = 50-2,5 ּ2,5 = 43,75мм d_f2 = d₂-2.5m = 230-2,5 ּ2,5=

=223,75мм

b₁ =b₂ +5 = 35+5=40 мм b₂=Ψa ּ a_w = 0.25 ּ 140 = 35мм

4.4.7 Определение усилий в зацеплении

F_t = = =6,124кН

F_r=F_t ּ tgα_w=6,124 ּ tg20=2,22кН

4.4.8. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Для этого производят оценку изгибной прочности, т.е. находят отношения

[σ]_F1/Y_{F1 и} [σ]_F2/ Y_F2

Y_F1 = 3,73 [1] Y_F2 = 3,77 [1]

323,5/3,73 < 349,4/3,77

86,72 < 92,67

Y_F1 и Y_F2 определяют по фактическому числу зубьев Z₁ и Z₂

Расчет производим по тому из колес, где отношение меньше, т.е. по шестерне.

Определяем рабочее напряжение изгиба

σ_F = ≤ [σ]_F,

где;

σ_F - рабочее напряжение изгиба, МПа;

K_Fβ - коэффициент концентрации нагрузки;

K_FV - коэффициент динамичности нагрузки;

Ψ_bd=b₂/d₁=0,7; K_Fβ=1,15; K_Hβ=1,1[1].

Для определения коэффициента динамичности нагрузки пред­варительно необходимо определить окружную скорость колеса

V= ,

где V - скорость колеса, м/с;

d- делительный диаметр, мм;

n - частота вращения колеса, мин^-1

V = = 0,33м/с;

Назначаем 8-ую степень точности, K_FV=1,04, K_HV=1,03[1].

σ_F1 = = 273МПа

σ_F1 = 273МПа <[σ]_F1 МПа.Прочность зуба на изгиб обеспечена.

4.4.9. Проверка зубьев колес на контактную прочность.

σ_H = ≤ [σ]_H1,

где σ_H - контактные напряжения, Мпа;

К- вспомогательный коэффициент, К =428[1];

K_Hα - коэффициент распределения нагрузки между зубьями, K_Hα = 1[1];

K_Hβ - коэффициент концентрации нагрузки ;

K_HV - коэффициент динамичности нагрузки ;

F_t - окружное усилие, Н;

d₁ - делительный диаметр шестерни, мм;

b₂ - ширина колеса, мм.

σ_H1 = = 942 МПа.

σ_H1 = 942 МПа < [σ]_H1 = 1085 МПа.Контактная прочность обеспечена.

5.Условие компоновки редуктора.

2…3< Δ <50мм. (100мм.);

d_b=50мм.;

Δ₁ =a_wт - da_2п/2 - d_b/2 =140-168/2-50/2 =31мм

Δ₂ =a_wпр- da_2т/2 - da_2б/2 =100-55/2-106,8/2 =19,5мм

Компоновка произведена верно.