3.6 Ширина зубчатого венца

Ширина зубчатого венца определяется по формуле:

b₂=ψ_bd· d₁=0, 5^.64=32, мм,

a_w- межосевое расстояние, мм. a_w=( d₁+ d₂)/2=(64+292)/2=178 мм.

Ширина зубчатого венца шестерни определяется по формуле:

b₁= b₂+(5…10)мм,

b₁= 32+5=37 мм.

3.7 Определение окружной скорости в зацеплении

Окружная скорость в зацеплении определяется по формуле:

v=π·d₁·n₁/(60·1000) , м/с,

где d₁ – делительный диаметр шестерни, мм, d₁=64 мм, n₁ – частота вращения шестерни, мин^-1; n₁=222,2 мин^-1 ;

v=3,14^.64^.222,2/60000=0,74м/с.

Принимаем 9 степень точности передачи по ГОСТ 1643-81:

3.8 Проверка зубьев на выносливость при изгибе

Расчетное напряжение изгиба определяется по формуле:

,

где Т₂ – вращающий момент на валу колеса, Н·мм, Т₂₁= 431·10³ Н·мм,

Расчет выполняется для менее прочного из пары зубчатых колес, т.е. для того, у которого отношение [σ]_F/Y_F имеет меньшее значение.

[σ]_F1= [σ]_F2=353 МПа. Определим отношения:

[σ]_F1/Y_F1=90,5МПа, где Y_F1=3,9, [σ]_F2/Y_F2= 98,5МПа, где Y_F2=3,61, Значит, расчет будем вести для колеса.

σ_F2=2·431·10³·3,6·1,54 /292·32·2=255,7 МПа <[σ]_F1 =353 МПа.

3.9. Проверка зубьев на изгиб при кратковременных перегрузках

,

σ_Fmax1 =255,7^. 1,8=460,2МПа<[σ]_Fпр=552 МПа.

3.10. Силы в зацеплении зубчатых колес:

Окружная: F_t3= F_t4 = 2T₃/d₂=2·431·10³/292=2952 H;

Радиальная: F_r3= F_r4=F_t1tgα=2952 ^.0,364 =1075 H.

где α – стандартный угол зацепления, α = 20°.

4. ПРОЕКТИРОВАНИЕ РЕДУКТОРА

4.1 Расчет зубчатой передачи редуктора

4.1.1 Выбор материала зубчатых колес и вида термической обработки.

Выбираем для шестерни и колеса такой же материал и термообработку, что и для открытой зубчатой передачи - сталь 40ХН, термообработка - улучшение и поверхностная закалка ТВЧ, при этом твердость шестерни и твердость колеса одинакова и равна 48 единиц НRC ( НВ =480, см. табл.3).

4.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса. Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле:

,

где σ_нlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения, МПа;

σ_нlimb1= σ_нlimb2=17 (НRC)+200=17·48+200=1016 МПа;

S_H– коэффициент безопасности; S_H=1,2

К_НL –коэффициент долговечности, который определяется по формуле:

, циклов

где N_но – базовое число циклов нагружения,

N_но=(НВ)³; N_но1= N_но2= (480)³=110,6 ·10⁶ циклов нагружения;

N_HE1=60^. 700^. 29433=1236^.10⁶ циклов нагружения.

Эквивалентное число циклов нагружения для колеса:

N_HE2= N_HE1/ i_з.п. = 1236·10⁶/ 3,15=392,4^.10⁶ циклов.

Коэффициент долговечности для шестерни и колеса :

Значение К_HL, принимаемые к расчету, могут быть в пределах 1< К_HL>1,8 при >350НВ. Принимаем К_HL1=1; К_HL2=1.

Допускаемые контактные напряжения:

[σ]_н1= σ]_н2= 1016·1/1,2 =846,6 МПа.

4.1.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб

Допускаемые напряжения изгиба :

[σ]_F1=[σ]_F2=600·1·/1,7 =353МПа.

4.1.4 Определение внешнего делительного диаметра колеса

,

где Т₂=99,5 Нм – вращающий момент на колесе;

ψ_bRe=0,285 – коэффициент ширины зубчатого венца [3, с.20]

К_н=1,2 – коэффициент нагрузки [3, с.20],

i_ред= – передаточное отношение редуктора.

По ГОСТ 12289-76 принимаем d_е2=125 мм