II Расчёт цилинрдического редуктора

2.1 Расчет быстроходной ступени

Исходные данные

U₁=2,8;

T₂= 0,1597*10⁶ Н*мм

n₂=305 об/мин

2.1.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колес

Выбираем : материал : Сталь 45 ГОСТ 1050-88;

термическая обработка : улучшение;

твердость : НВ 250. [1,стр 88, табл. 4.5]

σ_Нlim=2 HB_ср+70- допускаемая контактная выносливость; [1,стр 89-91]

σ_Flim=1.8 HB_ср - допускаемое напряжение изгиба;

- предел контактной выносливости;

- предельное напряжение изгиба;

где : =1,1 - коэффициент запаса прочности

=1,75 - коэффициент запаса прочности

2.1.2 Определение коэффициента нагрузки К_H

К_H=1.35 [1, стр. 92]

2.1.3 Определение основных параметров цилиндрической передачи

Определение коэффициента ширины колеса :

, где ширина колеса, межосевое расстояние;

Коэффициент ширины принимаются из рада стандартных чисел, т.к колеса расположены симметрично, то =0,3÷0,4

Определим межосевое расстояние а.

[1,стр 98 (4.38)]

а 1 = (2,8+1) ³√(315/(518*2,8))²*0.1597*10⁶/0.315 = 109

где К=315-для прямозубых передач.

T_p=0.1597*10⁶ H*мм

[σ_H]=518 МПа

_а =0,315

Округляем до стандартного значения а 1 =112 мм ( из ГОСТ 6639-69)

2.1.4 Определение модуля передачи m

m =(0,01÷0,02)*а

m₁=0,01* а1 = 1,12

Модуль выбираем из сокращенного ряда, округляя в большую сторону

m₁=1,25

2.1.5 Суммарное число зубьев

Z_∑=Z₂±Z₁=2а/m [1, стр 99 (4.46)]

Z_∑1=2а1/m1 = 2*112/1,25 = 180

2.1.6 Число зубьев шестерни и колеса.

Z_ш1= Z_∑1/(u₁+1) [1, стр 100 (4.51)]

Z_ш1=180/(3.8+1)=48

Z_к1= Z_{∑ 1}- Z_ш1 [1, стр 100 (4.52)]

Z_к1=180-48=132

2.1.7 Фактическое передаточное отношение.

- фактическое передаточное число;

где: - число зубьев шестерни;

- число зубьев колеса;

U₁ = Z_к1/ Z_ш1 =132/48=2,75

2.1.8 Геометрический расчет цилиндрической передачи

b_k=0.315*a1=0.315*112=35

b_ш= b_k+(2 ÷3)=40

d=mz

d_ш1=m1* Z_ш1 =1.25*48=60

d_k1= m1* Z_к1 =1/25*132=165

Диаметры выступов и впадин

d_аш1= d_ш1 + 2*m1= 60+2*1.25=63

d_fш1= d_ш1 -2.5m1= 60-2,5*1.25=57

d_ak1= d_k1 +2*m1=165+2*1.25=217

d_fk1= d_k1 -2.5*m1= 165-2,5*1.25=162

2.1.9 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

- значение контактного напряжения; [1,стр 98 (4.41)]

[σ_H]=518 MПа

σ_H1 =315(u1+1)/а*u (u+1)Tкр/bш=470.2

условие σ_H ≤ [σ_H] выполняется

2.1.10 Силы, действующие в зацеплении.

Окружная:

F_t1 =2*53/60=1.77 [1,стр 99]

Радиальная: , где

F_r1=1.77*0.35714=0.64

2.2 Расчет тихоходной ступени

Исходные данные

U₂=2.8;

T₃= 0.4775*10⁶ Н*мм

n₃=92об/мин

2.2.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колес

Выбираем : материал : Сталь 45 ГОСТ 1050-88;

термическая обработка : улучшение;

твердость : НВ 250. [1,стр 88, табл. 4.5]

σ_Нlim=2 HB_ср+70- допускаемая контактная выносливость; т [1,стр 89-91]

σ_Flim=1.8 HB_ср - допускаемое напряжение изгиба;

- предел контактной выносливости;

- предельное напряжение изгиба;

где : =1,1 - коэффициент запаса прочности

=1,75 - коэффициент запаса прочности

2.2.2 Определение коэффициента нагрузки К_H

К_H=1.35 [1, стр. 92]

2.2.3 Определение основных параметров цилиндрической передачи

Определение коэффициента ширины колеса :

, где ширина колеса, межосевое расстояние;

Коэффициент ширины принимаются из рада стандартных чисел, т.к колеса расположены симметрично, то =0,3÷0,4

Определим межосевое расстояние а.

[1,стр 98 (4.38)]

а 2= (2,8+1) (315/(518*2,8))*0,4775*10/0,315=157 мм

где К=315-для прямозубых передач.

T_p=0,4775*10⁶ H*мм

[σ_H]=518 МПа

_а =0,35

Округляем до стандартного значения а2=160 ( из ГОСТ 6639-69)

2.2.4 Определение модуля передачи m

m =(0,01÷0,02)*а

m₂=0,02* а = 0,01*160=1,6

Модуль выбираем из сокращенного ряда, округляя в большую сторону

m₂=1.6

2.2.5 Суммарное число зубьев

Z_∑=Z₂±Z₁=2а/m [1, стр 99 (4.46)]

Z_∑2=2а/m = 2*160/1.6= 200

2.2.6 Число зубьев шестерни и колеса.

Z_ш2= Z_∑2 / (u₂+1)

Z_ш2=200/(2.8+1)=53

Z_к2= Z_∑2 - Z_ш2

Z_к2=200-53=147

2.2.7 Фактическое передаточное отношение.

- фактическое передаточное число;

где: - число зубьев шестерни;

- число зубьев колеса;

U₂=147/53=2,77

2.2.8 Геометрический расчет цилиндрической передачи

b_k=0,315*a2=0.35*160=50

b_ш= b_k+(2 ÷3)=57

d_ш2=m2* Z_ш2=1.6*53=85

d_k2=m2* Z_к2=1.6*147=235

Диаметры выступов и впадин

d_аш2= d_ш2 +2*m2= 85+2*1.6=88

d_fш2 = d_ш2-2.5m2=85-2.5*1.6=82

d_ak2= d_k2 +2*m2=235+2*1.6=238

d_fk2= d_k2 -2.5*m2=235-2.5*1.6=232

2.2.9 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

- значение контактного напряжения; [1,стр 98 (4.41)]

[σ_H]=518 MПа

σ_H2 = 476.7

476.7≤518

условие σ_H ≤ [σ_H] выполняется

2.2.10 Силы, действующие в зацеплении.

Окружная:

F_t2 =2 *0.4775*10⁶ / 85=1.94 [1,стр 99]

Радиальная: , где

F_r=1.94*0.35714=0.7