0154 / reduktor / Пояснительная записка / Раздел 3. Расчет редуктора

Раздел 4. Расчет цилиндрической косозубой зубчатой передачи.

Рис. 12 Геометрические параметры передачи.

Исходные данные: вращающий момент на шестерне Т₁ = 21 , вращающий момент на колесе Т₂ = 79 , частота вращения шестерни n₁ = 950 мин^-1, частота вращения на колесе n₂ = 237,5 мин^-1, передаточное отношение передачи u = 4. (из раздела 2 к.п.)

1. Выбирается марка стали, вид заготовки, термообработка, твердость

поверхности зубьев шестерни и колеса. Стали, рекомендуемые для зубчатых колес, виды их термообработки и механические характеристики приведены в таблицах 1 и 2.[приложение 3]

Принимаю сталь 45Х, термообработка: улучшение, твердость зубьев шестерни НВ₁ =270, колеса НВ₂ =230, вид заготовки: поковка

2. Определяются допускаемые напряжения: контактные [_H] и изгиба [_F], МПа

МПа

г де: _Hlim предел контактной выносливости, величина которого зависит в основном от твердости поверхности зубьев.

, МПа

S_H коэффициент безопасности, рекомендуется принимать S_H =1,1 при однородной структуре металла по объему (нормализация, улучшение, объемная закалка), S_H =1,2 при неоднородной структуре (поверхностная закалка, азотирование). Принимаю S_H =1,1

K_HL коэффициент долговечности, учитывает влияние срока службы и режима нагрузки передачи. Для передач, у которых число циклов нагружения больше базового, K_HL = 1.

МПа

где: _Flim предел выносливости по напряжениям изгиба, формулы для определения _Flim приведены в таблице 4, [приложение 3]

МПа

S_F коэффициент безопасности, рекомендуется S_F =1,75 при видах заготовки прокат или поковка.

K_FL коэффициент долговечности, для длительно работающих передач K_FL = 1

3. Определяется межосевое расстояние a_, мм

мм

где: К_а коэффициент, принимаемый для косозубых передач 430, для прямозубых передач К_а = 495,Т_2- вращающий момент на колесе, ,

u -передаточное число, _bа коэффициент ширины зубчатого венца относительно межосевого расстояния, рекомендуется принимать: _bа=0,315…0,4 при термообработке улучшение, нормализация и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор, для быстроходных ступеней двухступенчатых редукторов следует принимать меньшие значения, а для тихоходных ступеней на 20…25% больше; для коробок перемены передач _ba = 0,15…0,2;K_H коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по линии контакта зубьев, предварительно его можно принять по рис. 2 пр. 3 в зависимости от твердости зубьев, расположения зубчатых колес относительно опор и величины коэффициента ширины зубчатого венца относительно диаметра _bd, который можно определить предварительно с учетом зависимости . Принимаю K_H=1,05

Принимаем межосевое расстояние , по ГОСТ 2185-66.

4. Определяется модуль m

значение модуля выбирается по ГОСТ 9563-60, таблица 7.[приложение 3]

Принимаю m = 2 мм

5. Предварительно принимается значение угла наклона зубьев (при проектировании косозубых передач), величина угла рекомендуется в пределах от 8⁰ до 18⁰. Предварительно можно принять =10⁰, .

6. Определяем числа зубьев шестерни и колеса z₁ и z₂

Принимаю z₁ = 15

7. У точняется величина угла наклона зубьев β (для косозубых передач).

8. Делительные диаметры шестерни и колеса d₁ и d₂ , мм

мм мм

9. Ширина зубчатого венца b, мм

мм, Принимаем b=35 мм

10. Уточняются значения коэффициентов _ba и _bd

,

11. При необходимости уточняются значения передаточного числа

,

12. Определяется окружная скорость V, м/с

м/с

13. Выбирается степень точности по величине V, таблица 8[приложение 3]

Выбираю 9 степень точности

14. Определяются действующие контактные напряжения _H, М

Проверяется условие _H  [_H] 487  482 Мпа. Условие выполнено

где: Z_H коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев,

Z_M коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес, для стальных колес Z_M = 275,

Z_ коэффициент суммарной длины контактных линий сопряженных зубьев, величина которого зависит от коэффициента торцового перекрытия _

, ,

K_H коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями, величину которого можно определить по графику рис. 1 [приложение 3],K_H = 1,03

K_H коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий, величина которого определяется по графику рис. 2 [приложение.3],K_H = 1,03

K_HV коэффициент динамической нагрузки, возникающей в зацеплении, величина которого определяется по таблице 10, [приложение.3],K_HV = 1,1

15. Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба.

Расчет следует вести для зубьев того из колес, для которого отношение [_F]/Y_F меньше. В большинстве случаев при одинаковых материалах и видах термообработки для зубчатых колес, зубья шестерни менее прочные, по которым и ведут проверочный расчет.

Проверяется условие _F  [_F] 140<265,4. Условие выполнено

г де: Y_F коэффициент формы зуба, который выбирается по таблице12 пр. 3 , в зависимости от эквивалентного числа зубьев z_v:

, Принимаю Y_F = 4,28

Y_ коэффициент наклона зубьев,

K_F коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями, определяется по рис. 2, [приложение.3], K_F=1,32

K_F коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий, величина которого определяется по графику, рис. 1 [приложение.3],K_F = 1,06

K_FV коэффициент динамической нагрузки, возникающей в зацеплении, величина которого определяется по таблице 11 [приложение.3],K_FV = 1,1

16. Определяются силы, действующие в зацеплении

окружная МПа

радиальная МПа

осевая ,

17. Определяются диаметры вершин зубьев d_a и впадин d_f шестерни и колеса, мм

мм мм

мм мм

18. Разрабатывается конструкция колеса и определяются основные размеры. Например, если колесо изготавливается из поковки с последующей механической обработкой, то основные размеры его можно определить по рис. 13.

Рис. 13. Геометрические параметры цилиндрического колеса.

Диаметр ступицы D_ст =

Толщина обода принимаю

Толщина диска

Диаметр отверстия D_отв =