- •Введение
- •1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
- •2 Расчет передачи с гибкой связью
- •3 Расчет зубчатых колес редуктора
- •4 Предварительный расчет валов редуктора
- •5Конструктивные размеры шестерни и колеса
- •6 Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •7 Первый этап компоновки редуктора
- •8 Проверка долговечности подшипников
- •9 Проверка прочности шпоночных соединений
- •10 Уточненный расчет валов
- •11 Посадки деталей редуктора
- •12 Выбор сорта масла
- •13 Сборка редуктора
- •Список использованной литературы
3 Расчет зубчатых колес редуктора
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45л, термическая обработка – нормализация, твердость HB 180; для колеса – сталь 45л, термическая обработка –нормализация , твердость– HB 160.
Допускаемые контактные напряжения:
[ H] = Hlimb·KHL/[SH], где(3.1)
Hlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;
Hlimb = 2HB+70; (3.2)
KHL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL = 1; [SH] – коэффициент безопасности; [SH] = 1,1;
для шестерни:
[ H1] = (2HB1+70)·KHL/[SH] = (2·160+70) ·1/1,1 ≈ 391мПа;
для колеса:
[ H2] = (2HB₂+70)·KHL/[SH] = (2·160+70) ≈ 355 мПа;
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:
аω = Ka·(u+1)· = 43·(4+1)· = 100,7 мм(3.3)
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66аω = 100 мм
Нормальный модуль зацепления:
mn = (0,01÷0,02)·аω = (0,01÷0,02)·100 = 1,25÷2,5 мм (3.4)
Принимаем по ГОСТ 9563-60* mn =1,25 мм
Определим числа зубьев шестерни и колеса:
z1+ z2 = zобщ. =100 (3.5)
z1 = zобщ / u+1 = 2 100 /5 1,25=27,71(3.6)
Принимаем z1 = 28; тогда z2 = z1
= 28 = 112 (3.7)
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
d1 = mn 1=1,25 28= 40 мм; (3.8)
d2 =mn 2 =1,25 112 = 160 мм;
Проверка: aω = = = 100 мм;
диаметры вершин зубьев:
da1 = d1 + 2·mn = 40 + 2·1,25 = 42,5мм; (3.9)
da2 = d2 + 2·mn = 160 + 2·1,25 = 162,5мм;
ширина колеса:
b2 = ψba·aω = 0,3·100 = 30 мм;(3.10)
ширина шестерни:
b1 = b2 + 5 мм = 25 + 5 = 35 мм;(3.11)
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
ψbd = = = 0,875. (3.12)
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
ѵ = = = 6,21 м/с. (3.13)
При такой скорости для шевронных колес следует принять 8-ю степень точности
Коэффициент нагрузки:
KH = KHβ·KHα·KHѵ(3.14)Значения KHβ даны в[5,с 69]; при ψbd = 0,625, твердости HB 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи KHβ = 1,091.
При ѵ = 6,21 м/с и 8-й степени точности KHα = 1,099. По [5,с 93]для шевронных колес при ѵ > 5 м/с имеем KHѵ = 1,01.
Таким образом, KH = 1,091·1,099·1,01 = 1,21
Проверка контактных напряжений:
H = · = = 326,8 МПа(3.15)
Силы, действующие в зацеплении:
окружная Ft = = = 605,4 H; (3.16)
радиальнаяFr = Ft· = 605,4 ·0,4159=251,8 Н; (3.17)
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
F = H] (3.18)
Здесь коэффициент нагрузки KF = KFβ·KFѵ. При ψbd 0,625, твердости HB 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор KFβ = 1,3. По [1,с 90]KFѵ = 1,91 . Таким образом, коэффициент KF = 1,3·1,91 = 1,549; YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zѵ:
у шестерни zѵ1 = = = 41,85 (3.19)
у колеса zѵ2 = = = 167,4
YF1 = 3,69 и YF2 = 3,6
Допускаемое напряжение:
F] = . (3.20)
По [2,с 85]для стали 45 улучшенной при твердости HB 350 Flimb = 1,8HB.
Для шестерни Flimb = 1,8·180 = 324 мПа; для колеса Flimb = 1,8·160 = 288 мПа.
[SF] = [SF]´[SF]´´ - коэффициент безопасности, где [SF]´ = 1,75, [SF] = 1. Следовательно, [SF] = 1,75.
Допускаемые напряжения:
для шестерни F1] = = 185,14 мПа;
для колеса F2] = = 164,6 мПа;
Находим отношения
для шестерни = 50,17 мПа;
для колеса = 47,08 мПа;
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты Yβ и KFα:
Yβ = 0,79;
KFα= ; (3.21)
для средних значений коэффициента торцового перекрытия ℇα = 1,5 и 8-й степени точности KFα = 0,83.
Проверяем прочность зуба колеса:
F2 = H] (3.22)
F2 = ≈ 59мПа F2 = 164,5 мПа
Условие прочности выполнено.