2.Проектный расчет зубчатых передач редуктора

2.1.Расчет тихоходной ступени

1.Выбор материала колес зубчатой пары

Выбираем Сталь 40ХН. Назначаем то – улучшение с твердостью шестерни НВ₁=285 и твердостью колесаНВ₂=248

2.Определение допускаемых контактных напряжений

а)определяем ресурс привода L_h

L_h=365LK_год24K_сут=365∙5∙0,8∙24∙0,58=20,3∙10³ч,

гдеL– срок службы,K_год– коэффициент годового использования передачи,K_сут– коэффициент суточного использования передачи

б)определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни K_HL1 и колесаK_HL2 по формулам и

гдеN₁– наработка шестерни,N₂– наработка колеса,исм. п.1.3.

N₁>N_HO1=25∙10⁶,значитK_HL1=1

N₂>N_HO2=16,5∙10⁶, значитK_HL2=1

гдеN_HO –число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (см. табл.3.3 /2/)

в)определяем допускаемое контактное напряжение и, соответствующее пределу выносливости при числе циклов перемены напряженийN_HO1иN_HO2

Н/мм²

Н/мм²

г)определяем допускаемые контактные напряжения

Н/мм²

Н/мм²

Так как Н/мм²<, значитН/мм²

3.Определение допускаемых напряжений изгиба

а)определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни K_FL1 и колесаK_FL2

N₁>N_FO=4∙10⁶, значит K_FL1=1

N₂>N_FO=4∙10⁶, значит K_FL2=1

б)определяем допускаемое напряжение изгибаи, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряженийN_FO1иN_FO2

Н/мм²

Н/мм²

в)определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса

Н/мм²

Н/мм²

Проектный расчет

4.Определяем межосевое расстояние а_w

мм,

принимаем а_w=173 мм.K_а– вспомогательный коэффициент,– коэффициент ширины венца колеса,K_Hβ– коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба

5.Определяем модуль зацепления m

мм,

принимаем m=2,5.K_m–вспомогательный коэффициент

6.Определяем угол наклона зубьев β_min

°

7.Определяем общее число зубьев z_Σ

,

принимаем z_Σ=137

8.Определяем фактическую величину угла наклона β

°

9.Определяем число зубьев шестерни z₁

,

принимаем z₁=30

10.Определяем число зубьев колеса z₂

11.Определяем фактическое передаточное число u_фи проверяем его отклонение∆uот заданногоu_m

% < 4%

12.Определяем основные геометрические параметры передачи:

а)диаметр делительной окружности d

мм

мм

б)диаметр окружности вершин зубьев d_а

мм

мм

в)диаметр окружности впадин зубьев d_f

мм

мм

г)ширина венца b

мм

b₁=b₂+3=69+3=72 мм

Проверочный расчет

13.Проверяем межосевое расстояние а_w

мм

14.Проверяем пригодность заготовок колес:

D_заг=d_a1+6=80,77+6=86,77 мм< D_пред=200 мм

S_заг=b₂+4=69+4=73 мм <S_пред=125 мм

15.Проверяем контактные напряжения σ_Н

,

где – вспомогательный коэффициент;

Н – окружная сила в зацеплении;

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для косозубых колес определяется по графику на рис. 4.2 /2/ в зависимости от окружной скорости колесм/с, и степени точности передачи (табл.4.2 /2/);– коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи(табл.4.3 /2/).

Н/мм²

% (недогрузка)

16.Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни σ_F1и колесаσ_F2

Н/мм²

где Y_F2– коэффициент формы зуба колеса (табл. 4.4 /2/);– коэффициент, учитывающий наклон зуба;K_Fα– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;K_Fβ– коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;K_Fv– коэффициент динамической нагрузки (табл. 4.3 /2/)

Н/мм²

где Y_F1– коэффициент формы зуба шестерни (табл. .4.4 /2/)

2.2.Расчет быстроходной ступени

1.Выбор материала колес зубчатой пары

Выбираем Сталь 40ХН. Назначаем то – улучшение с твердостью шестерни НВ₁=285 и твердостью колесаНВ₂=248

2.Определение допускаемых контактных напряжений

а)определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни K_HL1 и колесаK_HL2 по формулам и

гдеN₁– наработка шестерни,N₂– наработка колеса,исм. п.1.3.

N₁>N_HO1=25∙10⁶, значитK_HL1=1

N₂>N_HO2=16,5∙10⁶, значитK_HL2=1

гдеN_HO –число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (см. табл.3.3)

б)определяем допускаемое контактное напряжение и, соответствующее пределу выносливости при числе циклов перемены напряженийN_HO1иN_HO2

Н/мм²

Н/мм²

в)Определяем допускаемые контактные напряжения

Н/мм²

Н/мм²

Так как Н/мм²<, значитН/мм²

3.Определение допускаемых напряжений изгиба

а)определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни K_FL1 и колесаK_FL2

N₁>N_FO=4∙10⁶, значитK_FL1=1

N₂>N_FO=4∙10⁶, значитK_FL2=1

б)определяем допускаемое напряжение изгибаи, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряженийN_FO1иN_FO2

Н/мм²

Н/мм²

в)определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса

Н/мм²

Н/мм²

Проектный расчет

4.Определяем модуль зацепления m

мм,

принимаем m=2,5.K_m–вспомогательный коэффициент

5.Определяем угол наклона зубьев β_min

°

6.Определяем общее число зубьев z_Σ

,

принимаем z_Σ=137

7.Определяем фактическую величину угла наклона β

°

8.Определяем число зубьев шестерни z₁

,

принимаем z₁=25

9.Определяем число зубьев колеса z₂

10.Определяем фактическое передаточное число u_фи проверяем его отклонение∆uот заданногоu_б

%< 4%

11.Определяем основные геометрические параметры передачи:

а)диаметр делительной окружности d

мм

мм

б)диаметр окружности вершин зубьев d_а

мм

мм

в)диаметр окружности впадин зубьев d_f

мм

мм

г)ширина венца b

мм

b₁=b₂+3=69+3=72 мм

Проверочный расчет

12.Проверяем межосевое расстояние а_w

мм

13.Проверяем пригодность заготовок колес:

D_заг=d_a1+6=68,14+6=74,14 мм <D_пред=200 мм

S_заг=b₂+4=69+4=73 мм <S_пред=125 мм

14.Проверяем контактные напряжения σ_Н

,

где – вспомогательный коэффициент;

Н – окружная сила в зацеплении;

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для косозубых колес определяется по графику на рис. 4.2 /2/ в зависимости от окружной скорости колесм/с, и степени точности передачи (табл.4.2 /2/);– коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи(табл.4.3 /2/).

Н/мм²(явная недогрузка)

Для получения допускаемых контактных напряжений сужаем колеса быстроходной ступени: b₂=27мм,b₁=29 мм. Тогда

Н/мм²

% (недогрузка)

15.Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни σ_F1и колесаσ_F2

Н/мм²

где Y_F2– коэффициент формы зуба колеса (табл. 4.4);– коэффициент, учитывающий наклон зуба;K_Fα– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;K_Fβ– коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;K_Fv– коэффициент динамической нагрузки (табл. 4.3 /2/)

Н/мм²,

где Y_F1– коэффициент формы зуба шестерни (табл. .4.4 /2/)

Параметры зубчатых передач редуктора Таблица 2

Проектный расчет
Параметр				Быстроходная ступень		Тихоходная ступень
Межосевое расстояние aw,мм				173		173
Модуль зацепления m, мм				2,5		2,5
Ширина зубчатого венца		шестерни b1, мм колеса b2, мм		29 27		72 69
Число зубьев		шестерни z1 колеса z2		25 112		30 107
Угол наклона зубьев β,°				8,16		8,16
диаметр делительной окружности		шестерни d1, мм колеса d2, мм		63,14 282,86		75,77 270,23
диаметр окружности вершин зубьев		шестерни da1, мм колеса da2, мм		68,14 287,86		80,77 275,23
диаметр окружности впадин зубьев		шестерни df1, мм колеса df2, мм		57,14 276,86		69,77 264,23
Проверочный расчет
Параметр		Допускаемое значение		Расчетное значение		Примечания
		Быстроходная ступень	Тихоходная ступень	Быстроходная ступень	Тихоходная ступень	Быстроходная ступень	Тихоходная ступень
Контактные напряжения σН, Н/мм2		513	513	467,5	495,1	Недогрузка 8,87%	Недогрузка 3,94%
Напряжения изгиба, Н/мм2	σF1	293	293	107,3	143,3	–	–
	σF2	255	255	100,1	137,2	–	–