Назначение степени точности

 

м/с.

 

Назначаем степень точности 9B [1, табл. 19].

 

Проектировочный расчет тихоходной передачи

 

Исходные данные для расчета:

мощность на шестерне Pz3 = 1.98 кВт;

частота вращения шестерни nz3 = 339.3 об/мин;

передаточное число U₃₄ = 2.24.

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, отпуск с твердостью HB 220, для колеса - сталь 45 улучшенная, отпуск с твердостью HB 192.

Допускаемые контактные напряжения

 

.

Для шестерни Z₃:

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:

 

115*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 Z₄:

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];

= 51.3*10⁶

<1,

 

принимаем K_HL = 1

= 413 МПа.

 

Назначение коэффициентов

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния

Ψ_ba = 0.2.

Коэффициент неравномерности нагрузки

K_Hβ = 1.05 [1, табл. 20] ( 0.324).

K_HV = 1.14 – коэффициент динамичности нагрузки.

K_Hα = 1.14 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

 

Расчет межосевого расстояния

Расчетная формула:

 

,

 

причем [σ]_H берется минимальным из [σ]_H3 и [σ]_H4.

K_ap = 9.75*10³ [1, табл. 2] – средний суммарный коэффициент при расчетах межосевого расстояния с использованием мощности.

 

119 мм.

Принимаем значение a из стандартного ряда [1, табл. 16] a = 125 мм.

 

Назначение модуля

m = (0.01 … 0.025)* a = (0.01 … 0.025)*160 = 1,25 … 3.125.

Принимаем m = 2.5 мм, он обеспечивает

 - целое число.

 

Назначение числа зубьев

 

30.9,

 

принимаем Z₃ = 31.

Z₄ = (Z₃ + Z₄) – Z₃ = 100 – 31 = 69.

Фактическое передаточное число

 

U_34ф = 2.23;

 

ΔU < [ΔU] = 0.45 % [1, табл.8].

 

Расчет геометрических размеров зубчатых колес

b = b_w = ψ_ba*a =0.2*125 = 25, принимаем b = 25 [1, табл. 18] – ширина колес 3 и 4.

Делительные и внешние диаметры колес:

d₃ = mZ₃ = 2.5*31 = 77.5 мм; d_a3 = d₃ + 2m = 82.5 мм.

d₄ = mZ₄ = 2.5*69= 172.5 мм; d _a4 = d₄ + 2m = 177.5 мм.