- •Содержание Введение………………………………………………………………………………………..4
- •3.2. Расчёт цилиндрической, быстроходной ступени……………………………..15
- •3.3. Компановка редуктора…………………………………………………………..23
- •4.2. Расчет промежуточного вала……………………………………………………28
- •1.Кинематический расчёт
- •1.5 Определение крутящего момента на валах привода.
- •2. Проектирование ремённой передачи
- •3. Проектирование и расчёт редуктора
- •3.1.3.Расчёт межосевого расстояния.
- •3.1.4. Предварительные основные размеры колеса.
- •3.1.5. Модуль передачи.
- •3.1.6.Суммарное число зубьев наклона
- •Проверочный расчёт на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки
- •3.2. Расчёт цилиндрической, быстроходной ступени
- •3.2.3. Расчёт межосевого расстояния.
- •3.2.4. Предварительные основные размеры колеса.
- •3.2.5. Модуль передачи.
- •3.2.6. Суммарное число зубьев наклона
- •Проверочный расчёт на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки
- •Компановка редуктора
- •Вычисление расстояния между деталями передачи
- •Выбор типа подшипника и схемы их установки
- •3.3.3. Определение диаметров валов.
- •4. Расчет деталей редуктора
- •4.1. Расчет тихоходного вала
- •4.1.4. Расчет на статическую прочность вала.
- •4.2. Расчет промежуточного вала
- •4.3. Расчет быстроходного вала
- •Расчет подшипников тихоходного вала.
- •4.6 Расчет подшипников быстроходного вала.
- •Подшипник 2205 пригоден
- •9. Подбор муфты.
3.2. Расчёт цилиндрической, быстроходной ступени
3.2.0. Исходные данные:
передаточное отношение тихоходной ступени редуктора uбыс = 3,72
крутящий момент на валу Т3 = 84,96 нм
3.2.1. Выбор твёрдости, термической обработки и материала колёс.
шестерня – улучшение,HB1= 269 – 302,HB2сред.=
колесо – улучшение, твёрдость HB2 = 235 – 262,HB1сред.=
сталь 40ХН т = 750 МПа
3.2.2. Определение допускаемых контактных напряжений.
Шестерня:
МПа, где:
предел контактной выносливости шестерни= 2HBср+70 = 2248+70 =566 МПа
SH= 1,1 – коэффициент запаса прочности (равен 1,1 т. к. шестерня с однородной структурой материала)
ZR =1 – коэффициент учитывающий влияние шероховатостей сопряжённых поверхностей зубьев.
ZV= 1 – коэффициент учитывающий влияние окружной скорости.
коэффициент долговечности (равен единице т. к.NHENHG)
q = 6 т. к. HB 350
цик. – ресурс передачи
час.суммарное время работы передачи
Колесо:
МПа, где:
предел контактной выносливости колеса
640 МПа
SH= 1,1 – коэффициент запаса прочности (равен 1,1 т. к. шестерня с однородной структурой материала)
ZR =1 – коэффициент учитывающий влияние шероховатостей сопряжённых поверхностей зубьев.
ZV= 1 – коэффициент учитывающий влияние окружной скорости.
коэффициент долговечности (равен единице т. к.NHENHG)
цик. – ресурс передачи
суммарное время работы передачи
q = 6 т. к. HB 350
=490,5=509 МПа
Допускаемые напряжения на изгиб.
Шестерня:
МПа
YR= 1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями
YA= 1 – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки
SF= 1,7– минимальное значение коэффициента запаса прочности ( равен 1,7 т. к. шестерня не цементованная и не нитроцементованная)
МПа – предел выносливости
, т. к.NFENFG
q = 6 т. к. HB350
цик.число циклов, соответствующее перелому кривой усталости
цик. – эквивалентное число циклов
Колесо:
МПа
YR= 1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями
YA= 1 – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки
SF= 1,7– минимальное значение коэффициента запаса прочности ( равен 1,7 т. к. шестерня не цементованная и не нитроцементованная)
МПа – предел выносливости
, т. к.NFENFG
q = 6 т. к. HB350
цик.число циклов, соответствующее перелому кривой усталости
цик. – эквивалентное число циклов
3.2.3. Расчёт межосевого расстояния.
Предварительное значение межосево-
го расстояния:, где
aW’
лению колеса и шестерни;
T1= Т10,66 = 56,07– вращающий момент на шестерне (наи-
больший из длительно действующих), Нм;
u– передаточное число;
K= 10– коэффициент, зависящий от поверхност-
ной твёрдости зубьев шестерни и колеса
мм
Окружная скоростьвычисляется по формуле:
м/с, гдеn1 – число оборотов вала
По данным окружной скорости находят степень точности зубчатой передачи.
Наша передача имеет 9 степень точности (v4).
Уточняют предварительнонайденноемежосевое расстояниепо формуле:
120,2 мм, где
Ka = 410 (т. к. колесо косозубое), МПа1/3
допускаемое контактное напряжение, в МПа
= 0,5коэффициент ширины (меньшие значения для передач с большой твёрдостью)
T1= Т10,66 = 21,12– вращающий момент на шестерне (наибольший из длительно действующих), Нм;
u– передаточное число;
коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность
= 1,02коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (табл. 2.6)
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.
= 0,26коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8)
т. к. ширина колеса и диаметр шестерни ещё не известны (требуется для нахожденияKH0).
KH0 = 1,06
распределение нагрузки между зубьями (для косозубых передач)
nст– класс точности
A= 0,25 – при твёрдости шестерни и колеса350HB
= 0,26коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8)
Вычисленное значениемежосевого расстояние, округляют до ближайшего стандартного значения:= 125 мм