Проектировочный расчет быстроходной передачи

 

Исходные данные для расчета:

мощность на шестерне Pz1 = 2,04 кВт;

частота вращения шестерни nz1 = 950 об/мин;

передаточное число U₁₂ = 2,8.

Режим нагружения:

t₁ = 3000 час; P₁ = P;

t₂ = 5000 час; P₂ = 0.8P;

t₃ = 4000 час; P₃ = 0.3P;

 

Назначение материалов и допускаемых напряжений

Принимается для шестерни сталь 45 улучшенная с твердостью HB 220+-10, для колеса - сталь 45 улучшенная с твердостью HB 192+-10.

Допускаемые контактные напряжения

 

.

 

Для шестерни Z1:

σ_Hlimb = 2*HB + 70 = 2*220 + 70 = 510 МПа [1, табл. 10] – предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов N_H0.

S_H = 1.1 [1, табл. 11] – коэффициент безопасности.

 - коэффициент долговечности.

N_H0 = 12.8*10⁶ [1, табл. 12] – базовое число циклов перемены напряжений.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

 

= 60*950*(3000*1 + 5000*0.8³ + 4000*0.3³) = 323*10⁶.

< 1, принимаем K_HL = 1.

 

Принимаем значения коэффициентов:

Z_R = 1 (принят 7-й класс чистоты обработки);

Z_V = 1 (ожидается V < 5 м/с);

K_L = 1 (обильно смазываемая передача);

K_χH = 1 (ожидается диаметр зубчатых колес меньше 700 мм).

 

= 464 МПа.

 

Для колеса Z2:

 

σ_Hlimb = 2*HB + 70 = 2*192 + 70 = 454 МПа [1, табл. 10].

S_H = 1.1 [1, табл. 11].

N_H0 = 10*10⁶ [1, табл. 12];

= 115*10⁶

< 1, принимаем K_HL = 1.

= 413 МПа.

 

Назначение коэффициентов

Угол наклона зуба

=16^o

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния

Ψ_ba = 0.315.

Коэффициент неравномерности нагрузки

K_Hβ = 1.2 [1, табл. 20]( 0.5985).

K_HV = 1 – коэффициент динамичности нагрузки. K_Hα = 1.1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

 

Расчет межосевого расстояния

Расчетная формула:

 

,

 

причем [σ]_H берется минимальным из [σ]_H1 и [σ]_H2. K_ap = 8900 [1, табл. 2] – средний суммарный коэффициент при расчетах межосевого расстояния с использованием мощности.

 

 98 мм.

 

Принимаем значение a из стандартного ряда [1, табл. 16] a = 100 мм.

Назначение модуля

m = (0.01 … 0.025)* a = (0.01 … 0.025)* 100 = 1… 2,5.

Принимаем m = 2 мм, он обеспечивает

 

96,1.

 

Принимаем (Z1+Z2)=96

Назначение числа зубьев

 

25,

 

принимаем Z₁ = 25.

Z₂ = (Z₁ + Z₂) – Z₁ = 96– 25 = 71.

Фактическое передаточное число

 

U_12ф =  2.84;

ΔU < [ΔU] = 1.4 % [1, табл.8].

 

Расчет геометрических размеров зубчатых колес

b = b_w = ψ_ba*a =0.315*100 = 31.5.0, принимаем b = 32 [1, табл. 18] – ширина колес 1 и 2.

Проверка принятой ширины на торцевое перекрытие

 

- торцевое перекрытие обеспечено.

Делительные и внешние диаметры колес:

d₁ = mZ₁ /cos= 2*25/cos16.26^o = 52.08 мм; d_a1 = d₁ + 2m = 56.08 мм.

d₂ = mZ₂ /cos= 2*71/cos16.26^o = 147.92 мм; d _a2 = d₂ + 2m = 151.92 мм.