
- •Содержание
- •Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.
- •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 |
|
|
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 |