Выбор материалов для изготовления зубчатых колес

Так как мощность привода меньше 10 кВт, то по рекомендациям выбираем для изготовления зубчатых колес редуктора стальные зубчатые колеса с твердостью 350НВ (НВ 350). Принимаем материал: для колеса – сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость сердцевины – 235НВ, твердость на поверхности – 261НВ.

НВ_ср.=(235+261)/2=248

Для шестерни – 40Х, термообработка – улучшение, твердость сердцевины – 268НВ, твердость на поверхности – 302НВ.

НВ_ср.=(268+302)/2=285

НВ₁=285> НВ₂=248 на 37 единиц, т.е. условие (2.4) выполняется.

2.5.2 Определение допускаемые контактные напряжения и допускаемые напряжения изгиба

Определяем величину допускаемых напряжений в зависимости от твердости:

=1, 8НВ_ср+67Н/мм²(2.5)

Учитывая, что срок службы привода 3 года, принимаем коэффициент долговечности К_НL=1, получаем:

= К_НL

=К_НL∙ (2.6)

= 1∙ 1, 8∙ 248+67=514МПа

В качестве расчетных допускаемых напряжений принимаем:

(2.7)

=0, 45(580+514)=493Н/мм²

Определяем допускаемое напряжение изгиба в зависимости от НВ_ср

=1, 03НВ_ср(2.8)

Учитывая, что срок службы привода 3 года, принимаем коэффициент долговечности К_FL=1, тогда:

(2.9)

(2.10)

Определяем межосевое расстояние редуктора

a = K (2.11)

где K = 49, 5 - вспомогательный коэффициент для прямозубой передачи;

- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния равен 0, 25.

Принимаем: K =1

Т₃ =312, 5

U_ред=2, 41

=493Н/мм²

a =49, 5∙ (2, 41 + 1) =162, 04мм

Полученное значение округляем до ближайшего значения ГОСТ 6636-69 и окончательно принимаем a =160мм.

Определяем нормальный модуль зацепления

m=(0, 01 0, 02) a (2.12)

m=(0, 01 0, 02)160=1, 6 3, 2

Принимаем стандартное значение 2 мм.

2.5.5 Определяем число зубьев шестерни z₁, приняв β =0, cos β =1

z₁= (2.13)

z₁=(2∙ 160∙ 1)/(2∙ 3, 41)≈ 47

z₂= z₁∙ u (2.14)

z₂=47∙ 2, 41≈ 113

Уточняем передаточное число

U_фак= (2.15)

U_фак=113/47=2, 404

Рисунок 2.2-Геометрические параметры зубчатого зацепления

Определяем геометрические параметры шестерни и колеса

делительный диаметр:

d₁=m_n∙ z₁/cosβ (2.16)

d₁=2∙ 47/1=94мм

d₂=m_n∙ z₂/cosβ (2.17)

d₂=2∙ 113/1=226мм

диаметр окружности вершин зубьев:

d_a1=d₁+2∙ m_n (2.18)

d_a1= 94+2∙ 2=98мм

d_a2=d₂+ 2∙ m_n(2.19)

d_a₂ =226+2∙ 2=230мм

диаметр окружности впадин зубьев:

df₁= d₁- 2, 5∙ m_n (2.20)

df₁=94-2, 5∙ 2=89мм

df₂= d₂- 2, 5∙ m_n (2.21)

df₂= 226-2, 5∙ 2=221мм

ширина венца колеса:

b₂= ∙ a_w (2.22)

b₂=0, 25∙ 160=40мм

ширина венца шестерни:

b₁=b₂ + (5÷ 10) (2.23)

b₁=40+8=48мм

Уточнение межосевого расстояния:

(2.24)

Данные сводим в таблицу геометрических параметров передачи.

Таблица 2.2-Геометрические параметры зубчатого зацепления.

Параметр	шестерня	Колесо
Межосевое расстояние,
Модуль зацепления, m
Число зубьев, z
Делительный диаметр d, мм
Диаметр вершин зубьев,
Диаметр впадин зубьев,
Ширина венца, b, мм

Определяем окружную скорость колес

V= (2.24)

V=4, 3 м/с

Определение силовых параметров зацепления

Рисунок 2.3 – Схема сил в зацеплении цилиндрической зубчатой передачи.

В полюсе зацепления цилиндрических зубчатых колёс действуют силы:

Окружная:

F_t= 2∙ T₃/d₂ (2.25)

F_t=2∙ 312, 5∙ 10³/226=2765, 5Н

Радиальная:

F_r = F_t∙ tgα /cosβ (2.26)

F_r =2765, 5 ∙ 0, 364/1=1006, 6Н

2.5.11 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям

Определение контактного напряжения по формуле:

σ _н = К∙ ≤ σ _н (2.27)

где K– вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач К=436;

K =1, 1-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

K =1, 0–коэффициент, учитывающий неравномерное распределения нагрузки по длине контактной линии зуба;

K =1, 20-коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки.

σ _н =

σ _н= МПа > [δ _н] = 493 МПа

∆ =|σ _н– [σ _н]|/[ σ _н] 100% (2.28)

∆ =|511, 62-493|/493 100%=3, 65%

Недогрузка в пределах допускаемой.

2.5.12 Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба

(2.29)

(2.30)

где K =1, 35-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

K =1, 0-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии зуба;

К =1, 50-коэффициент, учитывающий влияние динамичной нагрузки;

- коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба;

-коэффициент формы зуба, принимается по эквивалентному числу зубьев.

(2.31)

для шестерни

для колеса

Берем значения:

Подставляем числовые данные в формулы (2.29) и (2.30), получаем:

Условия (2.29) и (2.30) выполняются.

Заключение: результаты проверочных расчетов по контактным напряжениям и напряжениям изгиба показывают, что полученные геометрические параметры редуктора удовлетворяют заданным.

Расчет клиноременной передачи

Исходные данные для расчета: передаваемая мощность Р_тр=5, 5 кВт; частота вращения ведущего (меньшего) шкива n_дв= 1445 об/мин; передаточное отношение i_p =U_р.п=4; скольжение ремня ε =0, 015.

1 234 5 6