1.3 Определение частот вращения на валах.

Вращающие моменты:

на валу шестерни

ω=(πn)/30

ω=(3.14´ 2750)/30=287.83 (об/мин)

T=P/ ω

T₁=294.92/287.83=1.0246=1025 ( Hмм)

на валу колеса

Т₂=Т₁´u_p=1,0246´2,9=2971 (Нмм)

2. Расчёт зубчатых колес редуктора.

2.1 Выбор материала зубчатых колес.

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ=230, [G_b]=730 МПа,

[G_t]=390 МПа; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – НВ 200,  G_b =690 МПа,  G_Т =340 МПа.

2.2. Определение допускаемого напряжения на контактную выносливость.

[G_H] = (G_Hlimb ´ K_HL) / S_H [МПа]

G_Hlim – предел контактной выносливости поверхности при базовом числе циклов.

Так как НВ больше 350

G_Hlimb=2НВ+70

G_Hlimb=2´230+70=530 МПа - для шестерни

G_Hlimb=2´200+70=470 МПа – для колеса.

Контактное напряжение для шестерни:

[G_H1]=(530´1)/1.1=482 МПа

Контактное напряжение для колеса:

[G_H2]=(470´1)/1.1=427 МПа.

S_H – коэффициент безопасности

S_H1 = S_H2 = 1.1

K_HL – коэффициент долговечности

2.3 Определение межосевого расстояния

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

a = K_a(u + 1) ³Ö T₂K_Hb / (uG_H)y_ba

K_a = 49.5

y_ba =0.25

K_Hb = 1.03

y_ba – коэффициент рабочей ширины зубчатого венца

K_Hb – коэффициент распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

a = 49,5 ´(2.9+1) ³Ö 2971´ 1.03 / (409 ´ 2.9)² ´ 0.25 = 193.05 ´ ³Ö 3060.13/ 351708.3025 = =39.7 (мм)

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 a_w = 40 (мм).

2.4 Определение модуля зацепления

m = (0.01…0.02) ´a_w

m = 0.02´40 = 0.8 (мм), принимаем модуль зацепления » 1.

2.5 Определение числа зубьев шестерни "z1" и колеса "z2"

z_i = 2´a _w´cosb/(u+1)m_n

b – угол наклона зубьев

b=0?

Число зубьев шестерни

z₁ = 2´40´cos0/((2/9+1)1)= 20.51» 21 (мм)

Число зубьев колеса

z₂ = u´z₁= 20.51´2.9= 59.479» 60 (мм)

cosβ=1 так как β=0.

2.6 Основные размеры шестерни и колеса.

Делительные диаметры:

d₁ = m_n ´ z₁ / cosb = 1 ´0.96/1 = 21 (мм)

d₂ = m_n ´ z₂ / cosb = 60 (мм).

Проверка a_w=(d₁+d₂)/2=(21+60/2=40 (мм)

Диаметр вершин зубьев:

d_a1=d₁+2m_n=20.51+2´1=22.51 (мм)

d_a2=d₂+2m_n=10+5=62 (мм).

Ширина колеса b₂ = y_ba ´ a_w = 0.2540=10 (мм)

ширина шестерни b₁ = b₂+5мм = 15 мм

Уточнение величины коэффициента ширины шестерни по диаметру :

y_bd = b₁ / d₁

y_bd = 17.5 / 26 = 0.714.

Определение окружной скорости:

V = (ω₁´d₁/2= (287.83 ´ 21) / 60000 = 3.022 ^м/_с

Коэффициент нагрузки

К_H=К_Hβ´Кнα´К_hυ

К_H=1.09´1.03´1.05=1.1788

K_Hb = 1.03

Кн_α=1.09

К_hυ=1.05

Определение контактного напряжения и сравнение его с допускаемым

G_H = 270/ a_w = Ö (T₁ ´ K_Ha(u+1)³/ b₂´u² £ [G_H]МПа

G_H=315.91 МПа

Силы, действующие в зацеплении:

окружная F_t=2´Т₁/d₁=2´1025/21=97.62 Н

радиальная F_r= F_t´tgα/cosβ=(97.6´0.3640)/1=35.53 Н

осевая F_a=0 , так как =0.