- для шестерни – сталь 40Х, улучшение , твёрдостью 270 НВ, для которой допустимое контактное напряжение [σк]1 = 555 МПа, допустимое напряжение при изгибе [σи]1 = 235 МПа [1, табл.1],
- для колеса – сталь 40Х, нормализация, твёрдостью 235 НВ, для которой [σк]2 = 540 МПа, [σи]2 = 225 МПа [1, табл.1].
Общее допустимое контактное напряжение для зубчатых колёс: в прямозубой передачи [σк] = [σк]2 = 540 МПа.
2.2 Межосевое расстояние
а=Ка·(u1
+1)· 
=49,5·(4+1)· 
=88,79
мм, (19)
где Т2 = 115 · 103 Н·мм;
[σк] = 540 МПа;
Ка – числовой коэффициент
для прямозубой передачи Ка = 49,5
ψва – коэффициент ширины венца зубчатого колеса
ψва = 0,500 [1, табл.2]
кβ = 1,06 [1, табл.3]
Полученное значение округляем по ГОСТу а = 90 мм [1, табл.4].
2.3 Модуль зацепления передачи
m = (0,01…0,02)·а = (0,01…0,02)·90 = 0,9…1,8 мм. (20)
Принимаем по ГОСТу m = 1,5 мм [1, табл.5].
2.4 Число зубьев шестерни
z1
= 
= 
= 24
(21)
Принимаем z1 = 25
Число зубьев колеса
z2 = z1 · u1 = 25 · 4 = 100 (22)
2.5 Назначаю угол наклона зуба:
для прямозубой передачи β = 00
2.6 Основные размеры шестерни и колеса
Диаметры делительных окружностей
- для шестерни
d1 = m · z1/cosβ = 1,5·25/cos00 = 37,5 мм; (23)
- для колеса
d2 = m·z2/cosβ = 1,5·100/cos00 = 150 мм. (24)
Диаметр выступов зубьев
- для шестерни
da1 = d1 + 2m = 37,5 + 2·1,5 = 40,5 мм; (25)
- для колеса
da2 = d2 + 2m = 150 + 2 · 1,5 = 153 мм. (26)
Диаметр впадин зубьев
- для шестерни
df1 = d1 – 2,5m = 37,5 – 2,5·1,5 = 33,75 мм; (27)
- для колеса
df2 = d2 – 2,5m = 150 – 2,5·1,5 = 146,25 мм. (28)
Ширина венца зубчатых колёс
- для колеса
b2 = ψва ·а = 0,500·90 = 45 мм; (29)
- для шестерни
b1 = b2 + 5 = 45 + 5 = 50 мм. (30)
2.7 Окружная скорость передачи
v = π·d1 · n1 /60 = 3,14·0,0375·953/60 = 1,87 м/с (31)
где d1 = 00375 м;
n1 = 953 об/мин.
2.8 Степень точности передачи в зависимости от окружной скорости и вида передачи
S = 9 [1, табл.6]
2.9 Проверочный расчёт передачи на контактную прочность
σк
= кz·
≤ [σк]
МПа, (32)
где Т2 = 115·103 Н·мм;
d2 = 115 мм;
кα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:
для прямозубой передачи кα = 1;
кz – коэффициент, учитывающий механические свойства зубчатых колёс:
для прямозубых передач кz = 487.
σк =487·
= 534
МПа < [σк] = 540 МПа.
2.10 Эквивалентное число зубьев для шестерни
- для шестерни
zv1 = z1 / cos3β = 25/1 = 25; (33)
- для колеса
zv2 = z2 / cos3β = 100/1 = 100. (34)
2.11 Коэффициент формы зуба
- для шестерни YF1 = 3,90 [1, табл.9];
- для колеса YF2 = 3,60 [1, табл.9].
2.12 Находим отношение
- для шестерни
[σu1] / YF1 = 235/3,90 = 60,26; (35)
- для колеса
[σu2] / YF2 = 225/3,60 = 62,5.
Расчёт на изгиб проводим для того колеса, у которого это отношение меньше.
2.13 Проверочный расчёт на изгиб
σu1
=
≤ [σu1],
(36)
где Yβ – коэффициент наклона зуба
для прямозубых колёс Yβ = 1;
Т1 = 30·103 Н·мм – вращающий момент на ведущем валу привода;
B1 =50 мм – ширина венца шестерни;
m = 1,5 мм – модуль зацепления передачи.
σu1
=
= 88,192
МПа < [σu1]
= 235 МПа.
2.14 Конструктивные размеры ведомого зубчатого колеса
Толщина зубчатого колеса
δ = (2,5 …4) ·m = (2,5…4)·1,5 = 3,75…6 мм (37)
Принимаем δ = 8 мм.
Толщина диска
с = (0,2…0,3)·b2 = (0,2…0,3)·45 = 9…13,5 = мм (38)
Принимаем с = 12 мм.
Диаметр вала под зубчатым колесом
dв
≥
= 
=
27,44мм, (39)
где Т2 = 115 · 103 Н·мм;
[τк] = 25 МПа – допустимое напряжение при кручении.
Принимаем dв = 28 мм.
Диаметр ступицы колеса
dст = 1,6·dв = 1,6·28 46 мм. (40)
Длина ступицы колеса
Lст = b2 + 10 = 45 + 10 = 55 мм. (41) Размер фаски под вал
n = 2 мм [1, табл.8].
Размер фаски колеса
n1 = 0,5· m = 0,5·1,5 = 0,75 мм. (42)
Диаметр расположения облегчающих отверстий
D0 = 0,5·(df2 - 4δ + dст) = 0,5·(146,25 - 4·8 + 46) = 80,125 мм (43)
Принимаем D0 = 80 мм.
Диаметр облегчающих отверстий
d0 = (D0 – dст )/4 = (80 -46)/4 = 8,5 мм. (44)
Принимаем d0 = 9 мм.
Количество облегчающих отверстий i = 4. Принимаю конструктивно.
3 Расчёт тихоходной закрытой цилиндрической прямозубой передачи
Рисунок 3 – Тихоходная закрытая цилиндрическая прямозубая передача
Исходные данные для расчёта зубчатой цилиндрической передачи редуктора выбираем из кинематического расчёта привода.
Мощность на валу шестерни Р2 = 2,88 кВт;
угловая частота вращения шестерни ω2 = 24,94 рад/с;
число оборотов шестерни n2 = 238,3 об/мин;
вращающий момент ведомого колеса Т2 = 115 Н·м;
мощность на валу ведомого колеса Р3 = 2,72 кВт;
угловая частота вращения ведомого колеса ω3 = 5,54 рад/с;
число оборотов ведомого колеса n3 = 52,96 об/мин;
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.