Расчет зубчатого редуктора

Определение допускаемых напряжений

Расчет зубчатых колес редуктора производится из условий обеспечения прочности зубьев по контактным напряжениям

Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость

где - предел контактной выносливости поверхностей зубьев, МПа;

Sн- коэффициент безопасности; Zн- коэффициент долговечности.

Приближенное значение предела контактной выносливости при заданной твердости поверхности зубьев НВ ≤ 350 (HB=220) определяют из выражения

=2HB+70

При заданной долговечности редуктора L = 10000 ч величина Zн = 1, а ко­эффициент безопасности зависит от термообработки зубчатых колес. При нор­мализации или улучшении рекомендуется значение Sн = 1,1.

2*220+70=510 МПа.

463 МПа.

Расчет цилиндрической косозубой передачи

Межосевое расстояние определяется по формуле, мм

где Eпр - приведенный модуль упругости материала зубчатых колес,

(Eпр = 2,1 * 105 МПа); Т2 - вращающий момент на колесе, Н*мм;

T2=106* Н*мм

Здесь: P2=Pэл*ηрп*ηр – мощность, передаваемая колесом, кВт; ω2 - угловая скорость вращения колес, ω2 = ωкр=9.2 рад/c;

Р2=2.647*0.94*0.96=2.389 кВт.

К Hβ - коэффи­циент концентрации нагрузки, = 1... 1,15; - коэффициент ширины ко­леса относительно межосевого расстояния = 0,3 .. .0,5.

aw==124.64 мм.

Величина межосевого расстояния aw округляется до ближайшего значения

из ряда Ra 40 по ГОСТ 6636-69 (Ra 40...80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 120; 125; 130 мм, далее через 10 до 260).

aw=125 мм.

Приближенное значение нормального модуля определяется из выражения mn===2.0мм.

где b2 - ширина зубчатого колеса, мм; b2 = Ψba*aw=0.4*125=52 мм.

- коэффициент ширины колеса по модулю, = 20.. .30=26

Величина модуля mn округляется до ближайшего большого значения (по ГОСТ 9563-60 mn = 1; 1,25; 1,5; 2; 2,25; 3; 3,5; 4; 4,5; 6; 8; 10).

mn=2 мм.

Для силовых передач рекомендуется принимать mn > 1,5 мм.

Предварительно угол наклона зуба β рассчитывают по формуле

sinβ===0.1449

где - коэффициент осевого перекрытия, рекомендуется принять = 1,2.

Значение угла β наклона зуба принимается в пределах 8o ≤ β ≤20 o.

=arcsin 0.1449=8o33/- подходит.

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Zc=

Полученное значение Zc округляем в меньшую сторону до целого числа.

Число зубьев шестерни

Z1=

Полученное значение zc округляется до ближайшего целого.

Число зубьев колеса =128.63-20.32=108.31

Уточняем фактическое передаточное отношение редуктора uрф=

Окончательное значение угла β (с точностью до 1') определяем по формуле

cosβ= =0.9895

=arccos 0.9895=8o31/

Диаметры делительных окружностей шестерни и колеса, мм,

d1=

d2=

Проверяем межосевое расстояние: aw=мм.

Ширина шестерни b1 = b2 + 5...6 мм.

b1 = b2 + 5...6=52+5=57 мм.