Крутящие моменты, передаваемые валами, определяется по формуле

T_i=9550 .

 T₁=  H×м

 T₂ = Н∙м

2. Расчет зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов и способов термообработки шестерни и колеса. Расчет допускаемых напряжений.

Выбираем для шестерни и колеса сталь 45 с термообработкой улучшения для шестерни, с нормализацией – для колеса

НВ₁=210        НВ₂=190     [1, c.34, т. 3.3]

2.1.1 Расчет допускаемых контактных напряжения

[σ_н]=

где i=1 для шестерни, i=2 для колеса;

s_HilimB - предел контактной выносливости при симметричном цикле нагружения; Мпа

s_HilimB =

s_H1limB =  МПа

s_H2limB=  МПа

[ S _{H j} ] - коэффициент безопасности, определяется способом термообработки; [1, с.33]

[S _H ]= 1.1..1.2               S _H= 1.15

K_HLj - коэффициент долговечности;

K_HLj = 1,

где N_H0j – базовое число циклов, определяемое твердостью боков поверхности зубьев;

N_H0j=

N_{H 01}=

N_{H 02} =

N_HEj – эквивалентное число циклов, определяемое сроком службы передачи, числом оборотов вала шестерни и валов колеса, коэффициентом использования;

N_HEj = T_∑ ∙k∙n_i∙60,

 где T_∑ – срок службы зубчатой передачи; T_∑=20000 часов

 k - коэффициент использования передачи; k=0,8;

n_i – частота вращения валов редуктора, n₁= 277,07 об/мин, n₂= 78,05 об/мин;

N_HE1 = 20000∙0,8∙277,07∙60=2,6 ∙10⁸

N_HE2 = 20000∙0,8∙78,05∙60=0,7 ∙10⁸

Поскольку      

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

[s_H1]=  МПа

[s_{H 2}]=  МПа

Для косозубой передачи принимается наименьшее из значений, полученных по зависимости

1. [σ_н]=0,45∙([σ_н1]+[σ_н2])= 0,45 (426+391)= 367 Мпа

2. [σ_н]=1,23∙ [σ_нi]_min= 1,23∙391=481 Мпа

[σ_н]=367 Мпа

2.1.2. Расчет допускаемых напряжений изгиба

    ,

где - предел изгибной выносливости при отнулевом цикле нагружения; МПа

[1, c. 44, т.3.9]

 МПа

МПа

[S_F] - коэффициент безопасности

[S_F]= [S_F]΄∙ [S_F]΄΄,

где [S_F]΄ - коэффициент, учитывающий механические свойства и твердость зубьев;

[S_F]΄΄- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки для шестерни или для колеса

[S_F]΄=1,75 [1, с.44, т.3.9]

[S_F]΄΄=1 [1, с.44]

[S_F]=1,75

Допускаемые напряжения изгиба:

 МПа

 МПа

 МПа

2.2 Расчет параметров зубчатой передачи

2.2.1 Расчет межосевого расстояния

= (u+1) ,

где  - коэффициент, учитывающий тип передачи; = 43

 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,  [1, c.32, т. 3.1]

 - коэффициент ширины; = 0,25…0,5=0,4

u – стандартное передаточное отношение, u=u₂=3,55;

T₂ – крутящий момент на валу колеса, Т₂ = 512,7 Н×м

α_w =43∙(3,55+1)  =178 мм

 

Округлим  до ближайшего большего стандартного значения [1, с. 36] мм.

α_w=180 мм

2.2.2 Расчет ширины колеса (расчетной ширины зубчатой передачи)

b_w2=b_w=ψ_ba∙ α_w=0,4∙180=72 мм

b_w= 71 мм [1, с. 36]

2.2.3 Расчет модуля зацепления

m=(0,01…0,02) α_w=1,8…3,6 мм

Округлим m до стандартного значения [1, с. 36]: m= 3 мм

 

2.2.4 Расчет суммарного числа зубьев шестерни и колеса, угла наклона зуба  в косозубой передаче

Z_∑= ,

где β – угол наклона зуба

β= 8…15°=10°            

Z_∑= =118,08

 

Z =118

β = arcos =arcos =arcos(0,9833)=10,4858=10°29`8``

Z₁= 25,9

 

Z₁=26

Z₂= Z -Z₁=118-26=92

2.2.5 Расчет фактического передаточного отношения

и_ф= 3,538

[∆и]=±3,3%

        

∆и= ∙100=0,33% < 3,3%

2.3 Проверочный расчет зубчатой передачи

2.3.1 Расчет по контактным напряжениям

Контактные напряжения равны

,

где с – коэффициент, учитывающий тип передачи; с= 270

a_w - межосевое расстояние; мм

b_w - расчетная ширина зубчатой передачи; мм

T₂ - крутящий момент на валу колеса; н∙мм

u_ф - фактическое передаточное отношение;

K _Н - коэффициент нагрузки,

K_Н = K_Hα K_Hβ K_НV.

v=ω_1∙r₁,

где ω₁- угловая скорость шестерни, рад/м

ω₁=               

r₁- радиус делительной окружности шестерни; мм

r₁=

 

v= =1130,9 мм/с=1,13 м/с

степень точности - 8

K_Hα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, K_Hα=1,09 [1, с. 39, т. 3.4]

K_Hβ  - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,

K_Hβ =1,0 [1, с. 39, т. 3.5]

K _{Н V} - динамический коэффициент, определяемый степенью точности изготовления передачи,

K _{Н V} =1,0 [1, с. 40, т. 3.6]

K_H=1,09×1,0×1,0=1,09

σ_н= 363,61 Мпа

∆σ_н= ∙100=0,92% <|±5%|

 

 

 

2.3.2 Расчет по напряжению изгиба

 

K_F - коэффициент нагрузки;

Y_F - коэффициент формы зуба;

Y_b - коэффициент, учитывающий влияние осевой силы в косозубой передаче на напряжение изгиба в основании зуба;

 - коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями;

m – модуль зацепления; мм

b_w –ширина колеса; мм

 - окружное усилие, Н

F_t = F_t1=F_t2=

где T₂ - крутящий момент на валу колеса;

 - диаметр начальной окружности колеса, мм

где  - диаметр начальной окружности шестерни, мм

d_w1= =79,33 мм

 

d_w2=79,33∙3,538=280,67 мм

F_t= 3653,4 н

K_F = K_Fβ ×K_FV,

где K_Fβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки  по длине зуба;

K_FV - динамический коэффициент,

K_FV =1,1[1, c. 43, т.3.8]

Ψ_bd=  - коэффициент диаметра

Ψ_bd= 0,89

K_Fβ = 1,1 [1, c. 43, т.3.7]

K_F = 1,1 ×1,1=1,21

Y_F =3,8[1, c. 42]

Y_b=1- 0,926

K_Fα [1, c. 46]

Е_β= 1,39 > 1

=0,92

σ_w= 67,2 МПа>[G_F]=195 Мпа

Условия изгибной прочности передачи выполняются

3. Первый этап эскизной компоновки редуктора

3.1 Компоновка зубчатой передачи в корпусе редуктора

 

 

 

 

d_w1=79,33 мм

d_w2=280,67 мм

b_w1= b_w2+3…5=75 мм

b_w2=71 мм

 мм

3.2 Компоновка валов