2 Проектный расчет редуктора
2.1 Выбор материалов шестерни и колеса, расчет допускаемых напря-
жений
Поскольку в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристи- ками: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ230; для колеса – сталь 45 термообработка улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – НВ 200.
Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле [1, с.
136]:
H lim b kHL , (2.1)
H
H S
где
H lim b
– предел контактной выносливости при базовом числе цик-
лов по табл. 3.2 [1, с. 34] для углеродистых сталей с твердостью поверхно-
стей зубьев НВ 350 и термообработкой улучшением
H lim b 2 HB 70 ;
k HL
– коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения
больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора,
принимаем
kHL 1;
SH – коэффициент безопасности, принимаем равный 1,1.
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяем по формуле [1, с. 35]:
H 0.45 (H1 H 2 )
(2.2)
где H1 и H 2 - допускаемое контактное напряжение соответственно для шестерни и колеса.
H1
H1
2 230 70 482 МПа; 1.1
2 200 70 428 МПа.
1.1
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле 2.2
H 0.45 (482 428) 410 МПа Требуемое условие H 1.23 H 2 выполнено.
Допускаемые напряжения изгиба определяем по формуле [1, с. 43]
F
Flim b , (2.3)
F S
где
Flim b 1.8HB
для стали 45 улучшенной
Flim b1 1.8 230 415 МПа;
Flim b1 1.8 200 360 МПа.
SF 1.75
тогда
- коэффициент безопасности;
F1
415 237 МПа;
1.75 F2
360 206 МПа.
1.75
Расчет геометрических параметров зубчатого зацепления
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяем по формуле [1, с. 38]
aw ka (U 1)
, (2.4)
где
kH
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ши-
рине зуба, принимаем
kH 1.25, поскольку со стороны клиноременной пе-
редачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомо- го вала и ухудшают контакт зубьев [1, с. 292];
ba
– коэффициент ширины венца, для косозубой передачи принимаем
b
по межосевому расстоянию ba a
0.4 ;
w
ka 43 – для косозубых колес;
U Up 5
– передаточное отношение редуктора.
aw 43 (5 1)
245.5мм
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66
aw 250 мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекоменда-
ции
mn (0.01...0.02) a (0.01...0.02) 250 2.5...5
Принимаем по ГОСТ 9563-60
mn 3мм.
Примем предварительно угол наклона зубьев ла зубьев шестерни и колеса по формуле [1, с. 37]
β = 100
и определим чис-
z 2 aw cos
n
1 (U 1) m
2 250 cos100
(5 1) 3
27
Принимаем
z1 21; тогда
z2 z1 U 27 5 135
Уточненное значение угла наклона зубьев
cos (z1 z2 ) mn
2 aw
(27 135) 3 0.972
2 250
13030/ Основные размеры шестерни и колеса: делительные диаметры:
d 1
m n
cos
z 1
3
0.972
27 83.3мм;
Проверка:
d2
mn
cos
z2
3
0.972
135 416.7 мм;
a d1 d2 w 2
83.3 416.7 250 .
2
диаметры вершин зубьев:
da1 d1 2 mn
83.3 2 3 89.3 мм;
da 2 d2 2 mn 416.7 6 422.7 мм.
ширина колеса:
b2 bd aw 0.4 250 100 мм;
ширина шестерни:
b1 b2 5 100 5 105мм.
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
b1 105
1.26
d
bd
1
83.3
Окружная скорость колес и степень точности передачи
1 d1 34.583.3 1.437 м/с
2 10 3 2 10 3
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности [1, с. 40]
Расчет конструктивных элементов шестерни и колеса
Шестерню выполняем заодно целое с валом (ее размеры определены
выше
d1 83.3 мм;
da1 89.3 мм;
b1 105мм.)
Колесо кованное:
d2 416.7 мм;
da 2 422.7 мм;
b2 100 мм.
Диаметр ступицы:
dст 1.6 dk2 1.6 100 160 мм, длина ступицы
lст (1.2...1.5) dk2 (1.2...1.5) 100 120...150 мм, принимаем
l 130 мм.
Толщина обода:
0 12 мм;
0 (2.5...4) mn (2.5...4) 3 7.5...12 , принимаем
Толщина диска:
C 0.3 b2 0.3100 30 мм.
3 Проверочный расчет зубчатой передачи редуктора по контактным напряжениям и напряжениям изгиба
Проверка контактных напряжений осуществляется по формуле [1, с.
31]
H
, (3.1)
где k H
коэффициент нагрузки, определяем по формуле [1, с. 294]
k H k Hk H k H
k H
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения на-
грузки по ширине венца (при
bd 1.26 , твердости НВ 350 и несимметрич-
ном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведущего вала
от натяжения клиноременной передачи
kH 1.25
[1, с. 32]);
k H
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
нагрузки между зубьями (при [1, с. 39]);
1.437 м/с и 8-й степени точности
kH 1.08
k H
динамический коэффициент ( kH 1.0 при 5
м/с)
Таким образом
kH 1.0 1.251.08 1.35;
T2 – крутящий момент ведомого вала, Н мм;
H
396.9
МПа
H .
Условие прочности при контактных напряжениях обеспечивается. Определяем силы, действующие в зацеплении по формуле [1, с. 158]:
Окружная
Ft
2 T1
d1
2 231.6 103
83.3
5560.6 Н;
tg tg200
Радиальная
Fr Ft cos 5560.6 cos13030/
2082.2 Н;
Осевая
Fa Ft tg 5560.6 tg13030/
1334.98 Н.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле
[1, с. 41]
F
Ft kF YF Y kF
b mn
F
, (3.2)
kF 1.33
при
bd 1.26 , твердости НВ 350
и несимметричном распо-
ложении зубчатых колес относительно опор;
kF 1.3 [1, с. 43] при
kF 1.331.3 1.73;
ν < 3м/с и 8-й степени точности;
YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквива-
лентного числа зубьев z
[1, с. 42]:
для шестерни:
z 1
z 1 cos 3
27
cos 3 13 030 /
29 ;
для колеса:
z2
z 2
cos 3
135
cos 3 13 030 /
Y F1 3.85;
147
YF2 3.6
F
F
Находим отношение [σ ]/ Y
для шестерни
237 61.6 ;
3.85
для колеса
206 57.5 .
3.6
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которых най- денное отношение меньше.
Определяем коэффициент Y
и kF
по формулам [1, с. 46]:
kF
4 ( 1) (n 5) , 4
При средних значениях коэффициента торцевого перекрытия
1.5 и
й степени точности
k F 0.92 ;
F2
5560.6 1.73 3.6 0.9 0.92 95.6 МПа
100 3 F 2
Условие прочности выполнено.
Do'stlaringiz bilan baham: |