Расчёт зубчатых колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твёрдость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - НВ 200. Разница твердости объясняется необходимостью равномерного износа зубьев зубчатых колес.

Определим допускаемое контактное напряжение:

, (11)

где σ_Hlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов,

σ_Hlimb=2 HB+70, [1, с. 34, табл. 3.2];

K_HL – коэффициент долговечности, K_HL=1, [1, с. 33];

[S_H] – коэффициент безопасности, [S_H] =1.1, [1, с. 33].

Для шестерни

, (12)

482 МПа.

Для колеса

, (13)

=428 МПа.

Для непрямозубых колёс расчётное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле

, (14)

[σ_H]=0,45·([482 +428]) = 410 МПа.

Требуемое условие выполнено.

(Для прямозубых передач [σ_H]= [σ_H₂])

Определяем межосевое расстояние.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости определяется по формуле

, (15)

где K_a– коэффициент для косозубой передачи, K_a=43, [1, с. 32], (Для прямозубых K_a=49,5);

U₁ – передаточное число редуктора, U₁=3,15, (ПЗ, задание);

М₂– вращающий момент на ведомом валу, М₂=156,2 Н·м, (ПЗ, табл.1);

К_НВ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки, К_НВ=1, [1, с.32];

[σ_H] – допускаемое контактное напряжение, [σ_H]=410MПа;

ψ_ba – коэффициент ширины венца, ψ_ba=0,4, (ПЗ, задание).

а_ω= 43·(3,15+1)· =110 мм.

В первом ряду значений межосевых расстояний по ГОСТ 2185-66 выбираем ближайшее и принимаем а_ω=125 мм, [1, с. 36].

Определяем модуль передачи

Нормальный модуль зацепления принимают по следующей рекомендации:

мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-60, =2 мм, [1, с. 36]. (В силовых передачах ≥1,5 мм.)

Определяем угол наклона зубьев и суммарное число зубьев

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=9º, (ПЗ, задание) и определяем суммарное число зубьев

, (16)

где – межосевое расстояние, =125 мм;

– нормальный модуль зацепления, =2 мм.

Z_∑= =123,39.

Принимаем Z_∑=123.

Определяем числа зубьев шестерни и колеса.

Число зубьев шестерни равно:

, (17)

где U₁ – передаточное число редуктора, U₁=3,15;

Z_∑= 123 – суммарное число зубьев, Z_∑= 123.

= =29,64.

Принимаем =30.

Определяем число зубьев колеса:

Z₂= Z_∑ -Z₁, (18)

Z₂=123-30=93.

Уточняем передаточное число

(19)

где Z₁ – число зубьев шестерни, Z₁=30;

Z₂ – число зубьев колеса, Z₂=93.

U_1ф= 3,1.

Уточняем угол наклона зубьев:

, (20)

где m_n– модуль передачи, m_n=2 мм;

а_ω – межосевое расстояние, а_ω=125 мм.

cos β = =0,984.

Принимаем β=10º26'.

Определяем диаметры колес и их ширину.

Делительный диаметр шестерни:

, (21)

где m_n – модуль передачи, m_n=2 мм;

Z₁– число зубьев шестерни, Z₁=30;

– косинус угла наклона зубьев, =0,984.

d₁= 60,98 мм

Делительный диаметр колеса:

, (22)

где Z₂– число зубьев колеса, Z₂= 93.

d₂= =189,02 мм

Проверяем межосевое расстояние:

a_w= мм

Определим диаметры вершин зубьев:

, (23)

d_a₁=60,98 +2·2=64,98 мм;

d_a₂=189,02 +2·2=193,02 мм.

Определим диаметры впадин зубьев:

d_f_{1 =}d₁-2,5 m_n.

d_f₁=60,98-2,5·2=55,98 мм;

d_f₂=189,02-2,5·2=184,02 мм.

Определяем ширину колеса:

, (24)

где – коэффициент ширины венца, =0,4;

а_ω– межосевое расстояние, а_ω=125 мм.

b₂=0,4·125=50 мм.

Определяем ширину шестерни:

, (25)

b₁=50+5=55 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

, (26)

ψ_ba₌_.

Определяем окружные скорости и значения степени точности изготовления шестерни и колеса.

υ= , (27)

где n₁– частота вращения шестерни,

n₁=967 об/мин, (ПЗ, п.1);

d₁ – делительный диаметр шестерни, d₁=60,98 мм.

υ = =3,09 м/с.

При такой скорости для косозубых колес принимаем 8-ю степень точности, [1, с. 32].

Определяем коэффициент нагрузки, проверяем зубья на контактное напряжение

, (28)

где K_HB – коэффициент, учитывающий неравномерность

распределения нагрузки по ширине венца, K_HB=1_,[1, табл. 3.5];

K_Hα- коэффициент, учитывающий неравномерность

распределения нагрузки между зубьями, K_Hα=1,12, [1, табл. 3.5];

K_HV – динамический коэффициент, K_HV=1,1, [1, табл. 3.6].

К_н=1·1,12·1,1=1,23.

Проверяем зубья на контактные напряжения:

(29)

где a_ω – межосевое расстояние, a_ω=125 мм;

M₂ – передаваемый момент, M₂=156,2 Н·м, (ПЗ, п.1);

b₂ -ширина колеса, b₂=50 мм;

U₁ – передаточное число редуктора, U₁=3,1;

270-коэффициент для непрямозубых колес (для прямозубых зубчатых передач 310)

σ_H= =352,81МПа< =410 МПа.

< .

Определяем силы, действующие в зацеплении.

Определяем окружную силу:

F_t= , (30)

где M₁– вращающий момент на валу шестерни, M₁= 52,2 H·м;

d₁– делительный диаметр шестерни, d₁=60,98 мм.

F_t= = 1712 Н

Определяем радиальную силу:

, (31)

где - угол зацепления в нормальном сечении, = 20°, [1, с. 29];

- угол наклона зубьев, = 10° 26´.

F_r= =633 Н

Определяем осевую силу:

, (32)

F_a=1712·tg10º26´=295 Н.

(Для прямозубых и шевронных передач Fa=0)

Полученные данные приведем в таблице.

Таблица 2

Наименование параметров и единица измерения

Обозначение параметров и числовое значение

Материал, вид термической обработки, твердость: шестерни колеса Допускаемое контактное напряжение, МПа: шестерни колеса Расчетное допускаемое контактное напряжение, МПа Межосевое расстояние, мм Нормальный модуль зацепления, мм Суммарное число зубьев Число зубьев: шестерни колеса Угол наклона зубьев Передаточное число редуктора Делительный диаметр, мм: шестерни колеса Диаметр вершин зубьев, мм шестерни колеса Диаметр впадин зубьев, мм шестерни колеса

Продолжение таблицы 2

Наименование параметров и единица измерения	Обозначение параметров и числовое значение
Ширина, мм шестерни колеса Коэффициент ширины шестерни по диаметру Окружная скорость, м/c Степень точности изготовления Коэффициент нагрузки Окружная сила, Н Радиальная сила, Н Осевая сила, Н	b₁=55 b₂=50 ψ_ba=1,23 υ=3,09 K_H=1,123 F_t=1712 F_r=633 F_a=295

Методические указания

Разница твердости зубьев шестерен и колеса для прямозубых передач 25 30 HB, для косозубых передач и шевронных 30 50 HB.

Фактическое передаточное число должно отличаться от заданного не более чем на 3%.

Значения межосевого расстояния и нормального модуля рекомендуется выбирать из первого ряда. Угол наклона зубьев рассчитать с точностью до одной минуты, а для этого cosβ рассчитать до пятого знака после запятой.

Диаметры шестерни и колеса рассчитать с точностью до сотых долей мм. Ширину зубчатых колес округлить до целого числа. Окружная скорость для прямозубой передачи должна быть не более 5м/с. Контактные напряжения, возникающие в зацеплении должны быть в пределе до 5% -перегрузка и до 20% недогрузка.

1 2 3 4 5 6 7

Подборка статей по вашей теме: