П-14-вар-6 / П14-6

1. Расчётная схема

2. Анализ конструкции

Задан двухступенчатый соосный редуктор c раздвоенной быстроходной ступенью.

Ступень Б (быстроходная) цилиндрическая-> ;

Ступень Т(тихоходная) цилиндрическая -> .

3. Определим передаточное отношение редуктора и разобьём его по ступеням

;

Из таблицы 4 [2, стр. 10] -> схема В2 -> ;

.

4.1 Кинематический и силовой анализ. Определим частоты вращения всех валов.

; ;

-> Проверка пройдена.

4.2 Определим крутящие моменты на всех валах

;

Сделаем качественную проверку:

-> Проверка пройдена.

Сформируем рамку с исходными данными для расчёта тихоходной ступени.

1 - шестерня	2 - колесо
Н*м	Н*м
;	;

5. Определим механические характеристики колёс расчётной ступени:

1 - шестерня

40XН

2 - колесо

40XН

Вариант термической обработки:

6. Определим допускаемое напряжение для расчёта на контактную выносливость [2, стр.19]

6.1 Определим число циклов нагружения

6.2 Определим эквивалентное число циклов нагружения

Задан типовой режим номер:

Проверка:

Проверка пройдена.

6.3 Определим число циклов соответствующие точки G переломов кривой Веллера.

[2, стр. 8]

6.4 Определим коэффициент долговечности [2, стр. 20]

6.5 Определим предел выносливости

6.6 Определим коэффициент запаса контактной выносливости [2, стр. 21]

(у + твч)

(нет тяж. последствий)

6.7 Определим допускаемые напряжения для шестерни и колеса и допускаемое напряжение парой З. К.

Зубчатая передача прямозубая => З.К. не прирабатываются.

7. Определим допускаемое напряжение для расчёта на изгибающую выносливость

7.1 Для стальных зубчатых колёс [2, стр. 23]

7.2 Определим эквивалентное число циклов нагружения [2, стр. 24]

7.3 Определение коэффициента долговечности [2, стр. 23]

7.4 Определение предел изгибающей выносливости [2, стр. 22-23]

МПа.

7.5 Определение коэффициента запаса изгибающей выносливости

7.6 Рассчитаем допустимые напряжения

МПа.

МПа.

8. Из условия контактной выносливости определим межосевое расстояние [2, стр. 34]

Где

Из рамочки:

Н*м

8.1 Определим приблизительные значения межосевого расстояния [2, стр. 34]

мм.

8.2 Определим линейную скорость

м/с.

8.3 Определим коэффициенты нагрузки для расчёта на контактную выносливость и для расчёта на изгибающую выносливость

A) Динамический коэффициент [2, стр. 34]:

Степень точности – 8

Твёрдость колёс – А

Б) Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса:

Для

График а, схема редуктора 4.

В) Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями:

8.4 Рассчитаем и округлим по госту

= 144,35 мм.

По ряду Ra40:

Ширина колеса:

Ширина шестерни:

9. Определим модуль

Рекомендуется ;

мм.

мм.

Погрешность: % < 4% -> Допустимая погрешность.

10. Проверяем по формуле 26 [2, стр. 38]:

– для прямозубых передач.

Разница в значениях -> ранее принятые параметры принимаем за окончательные.

Делаем вторую проверку:

4850 Н.

– по рисунку 14.

– по рисунку 14.

для прямозубой передачи.

для прямозубой передачи.

-> Проверка пройдена.

11. Определение геометрических параметров передачи.

Коэффициент смещения инструмента

Диаметры делительных окружностей

Проверка -> Проверка пройдена.

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

12. Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки.

Наружный диаметр заготовки шестерни

мм.

Толщина сечения обода колеса

-> Проверка пройдена.

13. Силы, действующие на валы от зубчатых колес:

Окружная сила

Радиальная сила

Осевая сила

Параметр	Обозначение		Значение параметра
			Шестерни	Колеса
Модуль, мм	m		2,5	2,5
Число зубьев	z		22	90
Угол наклона,			0
Стандарт на нормальный исходный контур		ГОСТ 12755-81
Коэффициент смещения, мм	x		0
Степень точности (по ГОСТ 16481)		8-Б
Делительный диаметр, мм	d		55	225

23