Подбор и расчет редуктора (стр. 2 из 4)

3.1 Назначаем твердость, термообработку и материал

а)для шестерни: 40Х, твердость 269…302 НВ, термообработка - улучшение.

б)колесо марка стали 40Х, твердость 235…262 НВ, термообработка

3.2 Определяем среднюю твердость шестерни и колеса:

(HB)

3.3 Определяем число циклов переменных напряжений за весь срок службы для шестерни и колеса:

N₁₌573 _*w_1* L_n₌573*39,95*24820=5,6816*10⁸

N₁₌573_*w_2* L_n₌573*7,99*24820=1,1363*10⁸

где

w₁ и w₂ - угловые скорости быстроходного и тихоходного валов, с^-1

L_n - рабочий ресурс двигателя, час

3.2.2 Принимаем число циклов переменных напряжений для шестерни и колеса:

N_{но1 =}22,8*10⁶(млн. циклов)

N_{но2 =}16,29*10⁶(млн. циклов)

где

N_но- число циклов перемены напряжений соответсвующих выносливости циклов

3.2.3 Определяем коэффициент долговечности для шестерни и колеса:

где

N_но - число циклов переменных напряжений соответствующих пределу выносливости

N - число циклов переменных напряжений за весь срок службы привода.

Принимаем K_HL₁= K_HL₂=1, т.к. N > N_но

3.2.4 Определяем допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса, соответствующих числу циклов переменных напряжений:

(Н/мм²)

3.2.5 Определяем допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни и колеса:

(Н/мм²)

Принимаем [s]_H = 514,3 Н/мм², т.к. рассчитываем по менее прочным зубьям.

3.2.6 Определяем коэффициент долговечности зубьев шестерни и колеса для определения допускаемых напряжений изгиба:

Где N_FO₁, N_FO₂ - число циклов переменных напряжений для зубьев шестерни и колеса соответствующему пределу выносливости, для всех сталей принимаем равным 4*10⁶ циклов

N₁, N₂ - число циклов переменных напряжений за весь срок службы привода

3.2.7 Определяем напряжение изгиба соответствующему пределу изгибной выносливости для зубьев шестерни и колеса:

(Н/мм²)

3.2.8 Определяем допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса:

(Н/мм²)

3.1.9 Примем значения[у]_F₁ и [у]_F₂на 25% меньше расчётного:

(Н/мм²)

Принимаем

_F = 191,966 (Н/мм²), т.к. выбираем по менее прочным зубьям.

3.12 Составляем табличный ответ расчета:

Элемент передачи	Марка стали	Термообработка	НВ_ср	[s]_H, Н/мм²	[s]_F, Н/мм²
Шестерня	40Х	Улучшение	285,5	580,9	220,549
Колесо	40Х	Улучшение	248,5	514,3	191,966

4. Расчет зубчатой передачи

4.1 Проектный расчет

4.1.1 Определяем межосевое расстояние передачи:

(мм)

где

K_a - вспомогательный коэффициент, для косозубой передачи, принимаем равный 43

U_ЗП - передаточное число закрытой передачи, равное 5,0

Т₂ - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м

y_а - коэффициент ширины венца колеса, равное 0,315

[s]_н - допускаемое контактное напряжение, H/мм²

K_н_b - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес, равный 1

Принимаем:

(мм)

4.1.2 Определяем делительный диаметр колеса:

(мм)

где

a_w = 102(мм) - межосевое расстояние передачи

U_ЗП = 5,0 - передаточное число передачи

4.1.3 Определяем ширину венца колеса: b₂ = ш_a* a_w = 0,315*102 = 32,13(мм) где

ш_a = 0,315 - коэффициент ширины венца колеса

a_w = 102(мм) - межосевое расстояние передачи

4.1.4 Определяем модуль зацепления:

(мм)

где

K_m - вспомогательный коэффициент для косозубых передач, равный 5,8

Т₂ - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м

Принимаем: m_n=1,5(мм)

4.1.5 Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:

4.1.6 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

(зубьев)

где

a_w - межосевое расстояние передачи, мм

m_n - нормальный модуль зацепления, мм

b_min - угол наклона зубьев

4.1.7 Уточняем фактический угол наклона зубьев:

4.1.8 Определяем число зубьев шестерни:

(зубьев)

4.1.9 Определяем число зубьев колеса:

(зубьев)

4.1.10 Определяем фактическое передаточное число передачи и проверяем его отклонение от заданного:

4.1.11 Определяем фактическое межосевое расстояние передачи:

(мм)

4.1.12 Определяем основные геометрические параметры передачи:

а) Определяем делительный диаметр шестерни и колеса:

где

m_n - нормальный модуль зацепления, мм

Z₁ - число зубьев шестерни

Z₂ - число зубьев колеса

b - угол наклона зубьев

б) Определяем диаметр вершин зубьев шестерни и колеса:

где

d₁ - делительный диаметр шестерни, мм

d₂ - делительный диаметр колеса, мм

m_n - нормальный модуль зацепления, мм

в) Определяем диаметр впадин зубьев шестерни и колеса:

где

d₁ - делительный диаметр шестерни, мм

d₂ - делительный диаметр колеса, мм

m_n - нормальный модуль зацепления, мм

г) Определяем ширину венца шестерни и колеса:

где

a_w - межосевое расстояние передачи, мм

y_а - коэффициент ширины венца колеса, равен 0,315

4.2 Проверочный расчет

4.2.1 Проверяем межосевое расстояние передачи a_w, мм:

где

d₁ - делительный диаметр шестерни, мм

d₂ - делительный диаметр колеса, мм

a_w - межосевое расстояние передачи, мм

4.2.2 Определяем окружную силу в зацеплении F_t, H:

(Н)

где

d₂ - делительный диаметр колеса, мм

Т₂ - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м

4.2.3 Определяем окружную скорость колеса передачи V

, м / с:

V₂ =

(м/с)

где

w₂ - угловая скорость тихоходного вала,рад/с

d₂ - делительный диаметр колеса, мм

4.2.3 Определим значение коэффициента, учитывающего распределение нагрузки между зубьями, K_Н_a = 1,125

4.2.4 Определяем значение коэффициента динамической нагрузки, К_Н_u_:

К_Н_u = 1,01

4.2.5 Определяем значение коэффициента неравномерности нагрузки по длине зуба, К_Н_b_:

ш_б=

; К_Н_b=1,1

4.2.7 Проверяем контактное напряжение [у]_н, (Н/мм²):

£ 514,3(Н/мм²),

где

K - вспомогательный коэффициент равный 376

U_ф = 5,0 - фактическое передаточное число

d₂ - делительный диаметр колеса, мм

в₂ - ширина венца колеса, мм

4.2.8 Определяем эквивалентные числа зубьев, шестерни и колеса:

Z_v₁ =

; Z_v₂ =