Так как редуктор соосный, расчёт закрытых передач начинаем с тихоходной ступени, то есть с прямозубой цилиндрической передачи.
Исходные данные:
Выбираем материалы для изготовления зубчатых колёс и способы термообработки:
Выбираем в зависимости от выходной мощности
Так как
NВЫХ = кВт,
тогда материалы зубчатых колес – Сталь 40Х.
Термообработка:
шестерни – улучшение, твердость Н1 = (269…262)=265НВ;
колеса – улучшение, твердость Н2 = (235…262)=250НВ.
u = 2,5 – передаточное число.
n1 = 285об/мин – частота вращения шестерни,
n2 = 114об/мин – частота вращения колеса,
T1 = 72,157 Н∙м – вращающий момент на шестерне,
T2 = 175,901 Н∙м – вращающий момент на колесе,
Коэффициент перегрузки при пуске двигателя Кпер = 1,45.
1. Выбираем коэффициент ширины зуба yba с учетом того, что имеем несимметричное расположение колес относительно опор: yba = 0,4
Тогда коэффициент ширины зуба по диаметру ybd определяем по формуле:
ybd = 0,5×yba×(u+1) = 0,5×0,4×(2,5+1) = 0,7.
2. Проектный расчет заключается в определении межосевого расстояния проектируемой передачи:
|
|
,
где Ka = 495 – вспомогательный коэффициент, зависящий от вида передачи и материала зубчатых колёс (т.к. прямозубая передача.);
T2H = 175,901– вращающий момент на валу колеса, Н×м;
u = 2,5– передаточное отношение;
KHb = 1,07–коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, зависит от параметра ybd, схемы передачи и твердости активных поверхностей зубьев;
yba = 0,4– коэффициент ширины зуба;
σHP – допускаемое контактное напряжение, МПа.
Допускаемые контактные σHP напряжения определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле:
,
где σHlimb1,2 =2×НHB +70 МПа– предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений, для закалённых колес.
σHlimb1 = 2×ННВ + 70=2×265+70=600 МПа
σHlimb2 = 2×ННВ + 70=2×200+70=570 МПа
SH1,2 = 1,1– коэффициент запаса прочности (т.к улучшение);
ZR – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;
Zu – коэффициент, учитывающий окружную скорость;
ZL – коэффициент, учитывающий влияние вязкости масла;
ZX – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.
В проектировочном расчете
ZR ×Zu ×ZL ×ZX = 0,9.
Тогда:
.
ZN – коэффициент долговечности;
Суммарное число циклов перемены напряжений NК при постоянной нагрузке определяется следующим образом:
NK = 60×c×n×t,
где с – число зубчатых колес, сцепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом, n – частота вращения, рассчитываемого зубчатого колеса (шестерни), об/мин, t = 22000– срок службы передачи, в часах.
Таким образом:
|
|
NK1 = 60×c×n1×t = 60∙1∙285∙25000 = 428∙106 циклов,
NK2 = 60×c×n2×t = 60∙1∙114∙25000 = 171∙106 циклов.
Базовые числа циклов напряжений, соответствующие пределу выносливости, определяется по формуле:
NHlim1,2 = 30×HHB12,4,
NHlim1 = 30∙2652,4= 20∙106
NHlim2 = 30∙2502,4= 17∙106
Так как NK > NHlim определяем значение ZN по формуле:
ZN1 = = 0,858,
Так как NK < NHlim определяем значение ZN по формуле:
ZN1 = = 0,891.
Принимаем ZN1 = ZN2 = 0,9 (соответственно графику).
Используя полученные данные, найдем допускаемые контактные напряжения σHP, МПа:
∙0,9∙0,9 = 442,
∙0,9∙0,9 = 420.
В качестве допускаемого контактного напряжения σHP для прямозубой передачи при проектировочном расчете принимают допускаемое напряжение того зубчатого колеса (шестерни или колеса), для которого оно меньше, то есть:
σHP = σHP2=420 МПа.
Полученные данные подставим в формулу по определению межосевого расстояния:
=130,497 мм.
Полученное межосевое расстояние округляется до стандартного значения: aω = 125 мм.
3. Рассчитываем значение модуля:
m = (0,01…0,02)×aω = (0,01…0,02)×125=1,25…2,5 мм.
По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный нормальный модуль:
m = 2,5 мм.
4. Угол наклона зубьев b = 0°
Определяем суммарное число зубьев zC шестерни z1 и колеса z2 :
zC = (2×aω×сosb)/m = 2∙125∙сos(0°)/2,5 = 100,
Тогда:
z1 = zC/(1+u) = 100/(2,5+1) = 29,
z2 = zС – z1 = 100 – 29= 71.
где zmin = 17 для передач без смещения.
5. Уточняем передаточное число и его погрешность по формулам:
,
что меньше допустимых максимальных 3%.
6. Уточняем значение угла b по формуле:
, тогда b = 0°
7. Основные размеры шестерни и колеса:
7.1 Делительные диаметры шестерни и колеса определяются по формуле, мм:
7.2 Диаметры вершин зубьев определяются по формуле с учетом того, что зубья изготовлены без смещения (х = 0), мм:
da1 = d1 + 2×m= 72,5 + 2×2,5=77,5,
da2 = d2 + 2×m = 177,5 + 2,5×2= 182,5;
7.3 Диаметры впадин, мм:
df1=d1 – 2,5×m = 72,5 – 2,5×2,5 = 66,25,
df2=d2 – 2,5×m = 177,5 – 2,5×2,5 = 171,25;
7.4 Основные диаметры, мм:
db1 = d1∙cosat = 72,5×cos20 = 68,128,
db2 = d2∙cosat = 177,5×cos20 = 166,795,
где делительный угол профиля в торцовом сечении:
°.
Проверим полученные диаметры по формуле:
aω = (d1 + d2)/2 = (72,5 + 177,5)/2 = 125,