Проектирование косозубого одноступенчатого редуктора

     Таким образом выбираем двигатель АМУ132S6 (Р_ном = 3 кВт,

n_ном = 980 об/мин); передаточные числа привода: привода u=18, редуктора u_зп =4,5, ременной передачи u_оп =3,93. 
 
 
 
 
 
 
 
 

3. Определение силовых и кинематических параметров привода

 

3.     Выбор материала зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

Привод  к скребковому конвейеру с  двигателем мощностью Р  = 3 кВт, и частотой вращения n = 980 об/мин состоят из ременной передачи с передаточным числом u_оп =3,93 и цилиндрического редуктора с передаточным числом u_зп =4,5. Выбрать материал косозубой передачи редуктора и определить допускаемые контактные и изгибные напряжения.

1. Выбираем материал зубчатой передачи

а) по таблице  определяем марку стали: для шестерни - 45, твердость = 230 HВ₁; для колеса – 45, твердость 200 HВ₂ . Разность средних твердостей HВ_1ср - НВ_2ср  = 20…50

б) по таблице  определяем механические характеристики сталей: для шестерни термообработка – улучшение, D_пред ˂ 90 мм; для колеса термообработка – улучшение, D_пред ˃ 120 мм.

2. Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [s]_H1 и колеса [s]_H2

а) рассчитываем коэффициент долговечности K_НL. Наработка за весь срок службы:

     для колеса N₂ = 573w₂ L_h = 573·5,7·25·10³ = 81,7·10⁶ циклов

     для шестерни N₁ = N₂ u_зп = 81,7·10⁶·4,5 = 367,44·10⁶ циклов

Число циклов перемены напряжений N_H0, соответствующее пределу выносливости находим по таблицы интерполированием:

N_H01 = 16,305·10⁶ циклов; N_H02 = 11,3·10⁶ циклов.

Т.к. N₁ ˃ N_H01 и N₂ ˃ N_H02, то коэффициенты долговечности K_НL1 = 1 и K_НL2 = 1.

б) определяем допускаемое контактное напряжение [s]_H0, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_H0:

для шестерни  [s]_H01 = 1,8 НВ_1ср + 67 = 1,8· 230 + 67 = 481 Н/мм²,

для колеса [s]_H02 = 1,8 НВ_2ср + 67 = 1,8·200 + 67 = 427 Н/мм².

в) определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни  [s]_H1 = K_НL1 [s]_H01 = 481 Н/мм²,

для колеса [s]_H2 = K_НL2 [s]_H02 = 427 Н/мм².

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение рассчитывается по формуле:

[s]_H = 0,45([s]_H1 + [s]_H2) = 0,45 (481+427) = 408,6 Н/мм².

При этом условие [s]_H = 408,6 Н/мм² ˂ 1,23[s]_H2 = 1,23·427 = 525,21 Н/мм² соблюдается.

3. Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [s]_F1 и колеса [s]_F2

Коэффициент долговечности K_FL. Наработка за весь срок службы:

     для шестерни N₁ = 81,7·10⁶ циклов

     для колеса N₂ = 367,44·10⁶ циклов

Число циклов перемены напряжений, соответствующее  пределу выносливости N_F0 = 4·10⁶ для обоих колес.

Т.к. N₁ ˃ N_F01 и N₂ ˃ N_F02, то коэффициенты долговечности K_FL1 = 1 и K_FL2 = 1.

в) определяем допускаемое напряжение изгиба [s]_F0, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_F0:

для шестерни  [s]_F01 = 1,8НВ_1ср  = 1,8·230= 414 Н/мм²,

для колеса [s]_F02 = 1,8НВ_2ср  = 1,8·200= 360 Н/мм².

в) определяем допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни  [s]_F1 = K _FL1 [s]_F01 = 414 Н/мм²,

для колеса [s]_F2 = K _FL2 [s]_F02 = 360 Н/мм².

4. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

1. Межосевое расстояние aw, мм:

K _а – вспомогательный коэффициент ( для косозубых передач K _а = 43);

yy_ba = 0,4 – коэффициент ширины колеса;

u – передаточное число редуктора или открытой передачи (см. п. 2.3);

Т₂ – вращающий момент на тихоходном валу редуктора или на приводном валу рабочей машины для открытой передачи, Н·м (см. п. 2.3);

[s]_H – допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм² (см. п. 2.3, в);

K_Hβ = 1,1–при симметричном расположении колес;

Полученное  значение межосевого расстояние a_w для нестандартных передач округлить до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров. 
 

 

Принимаем по ГОСТ 2185–66 a_w = 160 мм.

2. Модуль зацепления m, мм:

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

принимаем по ГОСТ 9563–60 m = 2 мм

3. Число зубьев:

Примем предварительно угол наклона зуба bb=10^о, тогда

Суммарное число зубьев:

z_Ʃ = 2a_wcosbb/m= 2××160××0,984/2 = 158

Число зубьев шестерни:

z₁= z_c/(u+1) = 158/(4,5+1) = 29

Число зубьев колеса:

z₂= z_c-z₁ = 158–29 = 129

Уточняем фактическое передаточное число:

u_ф = z₂/z₁ = 129/29 = 4,4483

Проверяем отклонение ∆u от заданного u:

∆u=| u_ф - u |/ u ×× 100% = 5 %

∆u=| 4,4483 – 4,5 |/ 4,5 ×× 100% = 1,15 %

Уточняем угол наклона зуба:

cosbb = 0,5(z₁+z₂)m/a_w = 0,5(158)2/160 = 0,9875 → β = 9º07`

4. Основные размеры зубчатой пары

Делительные диаметры:

d₁= mz₁/cosbb= 2××29/0,9875 = 59 мм;

d₂ = 2××129/0,9875 = 261мм

Диаметры выступов:

d_a1= d₁+2m = 59+2××2 = 63 мм;

d_a2 = 261+2××2 = 265 мм

Диаметры впадин:

d_f1= d₁–2,5m = 59–2,5××2 = 54 мм;

d_f2 = 261–2,5××2 = 256 мм

Ширина колеса:

b₂= yy_baa_w = 0,4××160 = 64 мм