- •Петербургский государственный университет путей сообщения
- •Пояснительная записка к курсовому проекту
- •Содержание
- •Расчёт быстроходного вала.
- •Расчёт тихоходного вала.
- •Предварительный расчёт валов редуктора
- •Конструктивные разметы корпуса редуктора
- •Проверка долговечности подшипника
- •Проверка прочности шпоночных соединений
- •Уточнённый расчёт тихоходного вала
- •Посадки зубчатых колес и подшипников
- •Выбор сорта масла
- •Сборка редуктора
Расчёт тихоходного вала.
Т.к. в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45,термическая обработка – улучшение, твёрдость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твёрдость НВ 200.
Допускаемые контактные напряжения
Где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
Для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшение)
= 2НВ + 70
- коэф-т долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают =1; коэф-т безопасности =1,10
Для косозубых колёс расчётное допускаемое контактное напряжение:
=0,45( + );
Для шестерни =;
Для колеса =.
Тогда расчётное допускаемое контактное напряжение
=0,45(482+428)=410 МПа
Требуемое условие 1,23 выполнено.
Для симметричного расположения колёс значение =1,25.
Принимаем для косозубых колёс коэф-т ширины венца по межосевому расстоянию
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле:
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 =200мм
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации
Принимаем по ГОСТ 9563-60* =2,5
Примем предварительно угол наклона зубьев и определим числа зубьев шестерни и колеса:
Принимаем ,тогда
Уточнённое значение угла наклона зубьев:
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные:
Проверка мм
Диаметры окружностей вершин зубьев:
Диаметры окружностей впадин зубьев:
Ширина колеса:
Ширина шестерни:
Определяем коэф-т ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колёс и степень точности передачи:
Принимаем 8-ую степень точности.
Коэф-т нагрузки:
При , твёрдости НВ<=350 и симметричном расположении колёс относительно опор .
При и 8-ой степени точности .Для косозубых колёс при имеем =1,0. Таким образом .
Проверка контактных напряжений:
Силы, действующие в зацеплении:
Окружная
Радиальная
Осевая
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
Здесь коэф-т нагрузки
При ,твёрдости НВ<=350 и симметричном расположении зубчатых колёс относительно опор =1,225. =1,1.Т.о. коэф-т ; - коэф-т учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев :
У шестерни
У колеса
и
Допускаемое напряжение:
Для стали 45 улучшенной при твёрдости НВ<=350 =1,8НВ.
Для шестерни ;Для колеса .
- коэф-т безопасности, где =1,75, =1.Следовательно =1,75
Допускаемые напряжения:
Для шестерни
Для колеса
Находим отношения :
Для шестерни
Для колеса
Определяем коэф-ты и :
;
;
Для средних значений коэф-та торцового перекрытия и 8-ой степени точности .
Проверяем прочность зуба колеса:
Условие прочности выполнено.
Наименование |
Условное обозначение |
Единица измерения |
Шестерня |
Зубчатое колесо |
Число зубьев |
z |
|
21 |
132 |
Коэффициент ширины венца |
|
|
0,4 |
|
Коэффициент ширины шестерни |
|
1,554 |
|
|
Нормальный модуль зацепления |
|
2,5 |
||
Межосевое расстояние |
мм |
200 |
||
Делительный диаметр |
d |
мм |
54,69 |
343,75 |
Диаметр вершин зубьев |
мм |
59,69 |
348,75 |
|
Диаметр впадин зубьев |
мм |
48,44 |
337,5 |
|
Силы, действующие в зацеплении: |
|
|||
-окружная |
Н |
2490,4 |
||
-радиальная |
Н |
947,85 |
||
-осевая |
Н |
761,4 |