Часть 2.Расчёт двухступенчатого цилиндрического редуктора.

2.1.Примем материалы: для шестерни сталь 40ХН,термообработка – объёмная закалка до твёрдости HRC 50; для колеса та же сталь 40ХН, термообработка – объёмная закалка до твёрдости HRC 45(табл.3.3 [1]).

 

2.2. Допускаемые контактные напряжения (формула 3.9 [1]).

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов для выбранного материала (табл.3.2 [1]).

Лист
 
Курсовая работа
Лит
№ докум.
Изм.
Подп.
Дата
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

=1

- коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редуктора, когда число циклов нагружения больше базового.

[ ]=1,2

- коэффициент безопасности при объёмной закалке.

 

Допускаемые контактные напряжения:

для шестерни:

МПа;

 

для колеса:

МПа

Для косозубых колёс расчётное допускаемое контактное напряжение (формула 3.10 [1]).

МПа;

2.3. Определяем

 

параметры колёс.

- коэффициент нагрузки (табл.3.1[1]).

Лист
 
Курсовая работа
Лит
№ докум.
Изм.
Подп.
Дата
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем Ψba=0,4 (стр.36 [1]).

2.3.1. Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев ( формула 3.7 [1]).

=43

- коэффициент для косозубых колёс.

Принимаем по ГОСТ 2185-66 (стр.36 [1])

мм;

Нормальный модуль зацепления

мм;

Принимаем по ГОСТ 9563-60 (стр.36 [1])

m
n
1мм;

 

2.3.2.Примем предварительно угол наклона зубьев β=100 и определим числа зубьев шестерни и колеса:

z
a
w
×
cos
b
(
)
×
U
+
(
)
m
n
×
×
cos
(
)
×
+
,
(
)
×
×
,
3.24
,

 

 

Принимаем:

z

тогда

z
z
U
×
×
53,76
,
 
 

 

Принимаем:

z

Лист
 
Курсовая робота
Лит
№ докум.
Изм.
Подп.
Дата
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

 

Уточняем значение угла наклона зубьев:

cos
b
(
)
z
z
+
(
)
m
n
×
a
w
×
+
(
)
×
×
,

b
,

2.3.3.Основные размеры шестерни и колеса:

Делительные диаметры:

d
m
n
z
×
cos
b
(
)
×
,
14 мм;
,

d
m
n
z
×
cos
b
(
)
×
,
32 мм;
,

 

Проверка:

a
w
d
d
+
+
,
,
80 мм;

 

Диаметры вершин зубьев:

d
a
d
m
n
×
+
×
+
,
14 мм;
,

d
a
d
m
n
×
+
×
+
,
32 мм;
,

 

Ширина колеса:

b
y
ba
a
w
×
×
3мм;
,

 

Ширина шестерни:

b1
b
+
+
37 мм;

 

Лист
 
Курсовая работа
Лит
№ докум.
Изм.
Подп.
Дата
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Коэффициент ширины шестерни по диаметру

y
bd
b
d
,
,

 

Окружная скорость колёс

При данной скорости и повышенной твёрдости принимаем 8-ю степень точности (стр.32 [1]).

2.4. Определяем коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

По табл.3.5 [1] при Ψbd=0,768 для симметричного расположения колес

По табл.3.4 [1] для 8-й степени точности и скоро0,768м/с

По табл.3.6. [1] для косозубых колес при скорости 0,606 м/с и повышенной твёрдости

 

Таким образом,

.

 

2.5. Проверка контактных напряжений

s
H
s
H
<
117 МПА;

Лист
 
Курсовая работа
Лит
№ докум.
Изм.
Подп.
Дата
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

 

2.6. Силы, действующие в зацеплении:

окружная:

радиальная:

осевая:

2.7. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба (формула 3.25 [1]).

Коэффициент нагрузки

По таблице 3.7 при

По таблице 3.8 для восьмой степени точности при

Т.О.

Коэффициент, учитывающий форму зуба выбираем в зависимости т эквивалентных чисел зубьев и

Для шестерни

Для колеса

при этом

Допускаемое напряжение:

По таблице 3.9 для стали 40 ХН при объемной закалке предел выносливости при отнулевом цикле изгиба

Коэффициент безопасности

По таблице 3.9 для штамповок

Допускаемые напряжения при расчете на выносливость для шестерни и колеса [ ]=500/1,80=278 МПа

Лист
 
Курсовая работа
Лит
№ докум.
Изм.
Подп.
Дата
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Находим отношения

[ ]/УF1=278/3,7=75,1 МПа;

[ ]/УF2=278/3,6=77,5 МПа;

Дальнейший расчет будем вести для зубьев шестерни, т.к. для нее найденное отношение меньше.

Коэффициент УВ учитывает повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми.

УВ=1-

Коэффициент учитывает распределение нагрузки между зубьями;

По ГОСТ 21354-75

Где =1,5-коэффициент торцового перекрытия.

Проверяем зуб шестерни по формуле

=211,23<

Часть 3. Предварительный расчет валов редуктора:

1. Ведущий вал: диаметр входного конца при допускаемом напряжении

Лист
 
Курсовая работа
Лит
№ докум.
Изм.
Подп.
Дата
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

По формуле 8.16 гл 8

Принимаем

Примем диаметр вала под подшипником (ГОСТ 21424-75);

Диаметр вала под зубчатым колесом

1.Ведущий вал

Шпонки призматические со скругленными концами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78 см. табл.8.9.[1].

Напряжение смятия и условие прочности по формуле 8.22.[1].

.

Допускаемое напряжение смятия при стальной ступиц .

Момент

Шпонка на входном конце вала:

; ;

Из условия прочности определим длину шпонки

.

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда: .

Шпонка под зубчатым колесом:

; ; .

Из условия прочности определим длину шпонки

.

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда: .

Лист
 
Курсовая работа
Лит
№ докум.
Изм.
Подп.
Дата