Hасчет двухступенчатого редуктора

Курсовой проект - Разное

Другие курсовые по предмету Разное

Скачать Бесплатно!
Для того чтобы скачать эту работу.
1. Пожалуйста введите слова с картинки:

2. И нажмите на эту кнопку.
закрыть



вращения, об/минn1= 1458n2=291,3n3=95,5Угловая скорость, рад/сw1= 152,7w2 =30,5w3= 10Крутящий момент, 103 НммT1= 65,5T2= 301,3T3= 836,3

2. Расчет зубчатых колес.

 

2.1 Выбор материала.

 

Выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка улучшение, твердость НВ 230; для колеса сталь 45, термическая обработка улучшение, но на 30 единиц ниже НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения по формуле (3.9 [1])

, МПа

где: σН lim b предел контактной выносливости, МПа;

, МПа

для колеса: = 2*200 + 70 = 470 МПа

для шестерни: = 2*230 + 70 = 530 Мпа

КНL коэффициент долговечности

,

где: NHO базовое число циклов напряжений;

NНЕ число циклов перемены напряжений;

Так как, число нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают КHL = 1.

[SH] коэффициент безопасности, для колес нормализованной и улучшенной стали принимают [SH] = 1,11,2.

Для шестерни:

Для колеса:

Тогда расчетное контактное напряжение определяем по формуле (3.10 [1])

= 0.45(481+428)=410 МПа.

 

  1. Расчет быстроходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора.

 

  1. Межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1])

 

, мм

где: Ка для косозубых колес Ка = 43;

u1 передаточное отношение первой ступени;

Т2 крутящий момент второго вала, Нмм;

КНβ коэффициент, учитывающий не равномерность распределения нагрузки по ширине венца.

При проектировании зубчатых закрытых передач редукторного типа принимают значение КНβ по таблице 3.1 [1]. КНβ=1,25

[σH] предельно допускаемое напряжение;

ψba коэффициент отношения зубчатого венца к межосевому расстоянию, для косозубой передачи ψba = 0,25 0,40.

мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 аw = 160 мм (см. с.36 [1]).

  1. Нормальный модуль:

mn = (0,010,02)*аw

где: аw межосевое расстояние, мм;

mn = (0,010,02)*аw = (0,010,02)*160 = 1,63,2 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn = 3.

Предварительно примем угол наклона зубьев β=10.

2.2.3 Число зубьев шестерни (формула 3.12 [1] ):

 

,

где: аw межосевое расстояние, мм;

β угол наклона зуба, ;

u1 передаточное отношение первой ступени;

mn нормальный модуль, мм;

 

2.2.4 Число зубьев колеса:

 

z2 = z1 * u1 = 17*5=85

 

  1. Уточняем значение угла наклона зубьев:

 

,

где: z1 число зубьев шестерни;

z2 число зубьев колеса;

mn нормальный модуль, мм;

аw межосевое расстояние, мм;

β = 17

 

  1. Диаметры делительные.

 

Для шестерни:

Для колеса:

Проверка:

  1. Диаметры вершин зубьев.

 

Для шестерни: da1 =d1+2mn =53,3 + 2*3 = 59,3 мм

Для колеса: da2 =d2+2mn = 266,7 + 2*3 = 272,7 мм

 

  1. Ширина зуба.

 

Для колеса: b2 = ψba * aw = 0,4 * 160 = 64 мм

Для шестерни: b1 = b2 + 5 = 64 + 5 = 69 мм

 

  1. Коэффициент ширины шестерни по диаметру.

,

где: b1 ширина зуба для шестерни, мм;

d1 делительный диаметр шестерни, мм;

 

  1. Окружная скорость колес.

 

м/с

Степень точности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.

 

  1. Коэффициент нагрузки.

По таблице 3.5 [1] при ψbd = 1,29, твердости НВ< 350 и несимметричном рас-положении колес коэффициент КНβ = 1,17.

По таблице 3.4 [1] при ν = 4,1 м/с и 8-й степени точности коэффициент КНα=1,07.

По таблице 3.6 [1] для косозубых колес при скорости менее 5 м/с коэф-фициент КНυ = 1.

= 1,17 * 1,07 * 1 = 1,252

 

  1. Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1].

, МПа

где: аw межосевое расстояние, мм;

Т2 крутящий момент второго вала, Нмм;

КН коэффициент нагрузки;

u1 - передаточное отношение первой ступени;

b2 ширина колеса, мм;

Условие прочности выполнено.

 

  1. Силы, действующие в зацеплении.

В зацеплении действуют три силы:

  1. Окружная

, Н

где: Т1 крутящий момент ведущего вала, Нмм;

d1 делительный диаметр шестерни, мм;

  1. Радиальная

, Н

где: α угол зацепления, ;

β угол наклона зуба, ;

  1. Осевая

Fa = Ft * tg β, Н

 

Fa = Ft * tg β = 2457,8 * 0,3057 = 751,4 Н

 

  1. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

( см. формулу 3.25 [1] ).

, МПа

где: Ft окружная сила, Н;

Коэффициент нагрузки КF = KFβ * KFν ( см. стр. 42 [1])

По таблице 3.7 [1] при ψbd = 1,34, твердости НВ ‹ 350 и несимметричном рас-положении зубчатых колес относительно опор коэффициент КFβ = 1.36.

По таблице 3.8 [1] для косозубых колес 8-й степени точности и скорости 4,1 м/с коэффициент КFυ = 1,1.

Таким образом, КF = 1,36 * 1,1 = 1,496.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, YF зависит от эквивалентного числа зубьев zυ

  1. У шестерни

  2. У колеса

  3. Коэффициент YF1 = 3,85 и YF2 = 3,6 (см. стр. 42 [1] ).

Определяем коэффициенты Yβ и КFα .

,

где средние значения коэффициента торцевого перекрытия εα = 1,5; степень точности n = 8.

Допускаемые напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле 3.24 [1]:

, МПа

По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнуле-вом цикле изгиба = 1,8 НВ.

Для шестерни = 1,8 * 230 = 414 МПа

Для колеса = 1,8 * 200 = 360 МПа

Коэффициент безопасности

По таблице 3.9 [1] [SF] = 1.75 для стали 45 улучшенной; [SF]” = 1 для поковок и шта

s