3 Расчет быстроходной передачи привода.

Рисунок 3 – Цилиндрическая зубчатая передача

Расчет цилиндрической зубчатой передачи.

Мощность на первом валу Р₁ 3 кВт;

Мощность на втором валу Р₂ 2,88 кВт;

Угловая скорость на первом валу привода w₁ 100,53 1/c;

Угловая скорость на втором валу привода w₂ 26,2 1/c;

передаточное отношение быстроходной U₁ 3,84

Крутящие моменты на первом валу приводаT₁ 29,84H*м;

Крутящие моменты на втором валу приводаT₂ 110H*м;

Частота вращения первом вала привода n₁ 960 об/мин;

Частота вращения втором вала привода n₂ 250 об/мин.

-12-

Назначаем материал зубчатых колес для шестерни – сталь 40ХН улучшенная, твердостью 295 НВ, для которой допускаемое контактное напряжение

[σ_к]₁=540 МПа, допускаемое напряжение при изгибе [σ_u]₁=465 МПа, для колеса – сталь 40ХН нормализованная, твердостью 250 НВ, для которой [σ_к]₂=466 МПа, [σ_u]₂=425 МПа.

Общее допускаемое контактное напряжение для зубчатых колес в прямозубой передаче [σ_к]=[σ_к]₁=466 МПа

3.1 Межосевое расстояние

, мм (9)

где Т₂, Н*мм;

[σ_к], МПа;

к_а- числовой коэффициент;

Для прямозубой передачи к_а=49,5 [2,с.162]

Ψ_ва – коэффициент ширины венца зубчатого колеса, принимаем Ψ_ва=0,5

к_β – коэффициент распределения нагрузки по длине зуба, принимаем в зависимости от коэффициента

Ψ_вd=

к_β=1,06

мм

3.2 Принимаем межосевое расстояние ГОСТ а=100 мм. [1,с.30]

3.3 Назначаем число зубьев шестерни z₁=19, тогда число колеса z₂=z₁*U₁=73

3.4 Назначаем угол наклона зуба: для прямозубых передач β=0⁰

3.5 Модуль зацепления передачи

m=(10)

Округляем модуль зацепления m=2,25мм [1,с.30]

3.6 Основные размеры шестерни и колеса

• Диаметры делительных окружностей

для шестерни

-13-

d₁= (11)

для колеса

d₂= (12)

• Диаметр выступов зубьев

для шестерни

d_a1=d₁+2m=42,75+2*2,25=47,25 мм (13)

для колеса

d_a2=d₂+2m=164,25+2*2,25=168,75 мм (14)

• Диаметр впадин зубьев

для шестерни

d_r1=d₁-2,5m=42,75-2*2,25=37,125 мм (15)

для колеса

d_r2=d₂-2,5m=164,25-2*2,25=158,625 мм (16)

• Ширина венцов зубчатых колес

для колеса

в₂= Ψ_ва*а=0,5*100=50 мм (17)

для шестерни

в₁=в₂+5=50+5=55 мм (18)

3.7 Окружная скорость передачи

,(19)

где d₁ , м; n₁, об/мин.

3.8 Степень точности передачи в зависимости от скорости и вида передачи S=9 [2,т.9.9]

3.9 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

, МПа (20)

где Т₂, Н*мм;

d₂; в₂, мм.

-14-

к_α – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

для прямозубых передач к_α=1 [2,т.9.12]

к_z – коэффициент учитывающий механические свойства зубчатых колес:

для прямозубых передач к_z= 487

Это значение значительно ниже допускаемого =466МПа

3.10 Конструктивные размеры ведомого зубчатого колеса

• толщина зубчатого венца

δ=(2,54)m=32,25=6,75 мм (21)

• толщина диска

с=(0,20,3)в₂=0,250=10 мм (22)

• диаметр вала под зубчатым колесом

d= (23)

где Т₂, Н*мм;

[_к]=25МПа – допускаемое напряжение при кручении

• диаметр ступицы колеса

d_ст=1,6d=1,628=44,8 мм (24)

• длина ступицы колеса

L_ст=(1,21,5)d=1,428=39,2 мм (25)

Соблюдается равенство L_ств₂

• размер фаски под вал

n=2 мм [2,т.14.7]

• размер фаски колеса

n₁=0,5m=0,5*2,25=1,125 мм (26)

- диаметр расположения облегчающих отверстий принимается конструктивно Д₀, мм Д₀=90 мм

• диаметр облегчающих отверстий принимается конструктивно d₀,мм

d₀=20 мм

-15-