2 Расчёт цилиндрической передачи редуктора
2.1 Выбор материалов
Выбираем
материал по средним механическим
характеристикам: для шестерни сталь
40Х, термообработка-улучшение, твердость
НВ=270, для колеса сталь 40Х,
термообработка-улучшение, НВ=245 табл.
12
Определяем допускаемые критические напряжения
шестерня
= 2НВ + 70 = 2 ×
270 + 70 = 610 МПа
колеса = 2 НВ + 70 = 2 × 245 + 70 = 560 МПа
- предел контактной выносливости при базовом числе циклов для углеродистых сталей с HB <350 и улучшении
2.2 Определяем межосевое расстояние.
=
(2.1)
=
=
МПа – для шестерни
=
=
= 485 МПа – для колеса
Где
– принимаем 1,
=
1,15 - коэффициент безопасности.
а
=
=
=
= 160.6 мм
(2.2)
Где
=
для прямозубых 49,5,
= 1,25 – взято из таблицы 7
-
крутящий момент на ведомом валу редуктора
u
= 3 – передаточное отношение редуктора,
= 0,25 - коэффициент ширины колеса.
Ближайшее
значение межосевого расстояния по ГОСТ
2185-81: а
= 160 мм.
Нормальный
модуль зацепления принимаю по следующей
рекомендации: m=
=
Принимаем
по ГОСТ 9563 – 80, m
= 2 мм
2.3 Суммарное число зубьев.
z
=
z
+ z
(2.3)
z
=
(2.4)
2.4 Определяем число зубьев шестерни и колеса
z
=
(2.5)
z = z - z = 120 (2.6)
u
=
Принимаю стандартное передаточное отношение в соответствии с ГОСТ 2185-21, u = 3.
Проверка межосевого расстояния.
= 0,5
= 160 мм (2.7)
2.5 Геометрические параметры передачи
Ширина зубчатого колеса: b = × а = 0,25 × 160 = 40 мм (2.8)
Ширина
шестерни: b
=
b
+
45
мм (2.9)
Делительные диаметры:
Шестерни: d = z × m = 40 × 2 = 80 мм (2.10)
Колеса: d = z × m = 120 × 2 = 240 мм (2.11)
Диаметры вершин зубьев:
Шестерни
=
d
+ 2m
= 80 + 4 = 84 мм (2.12)
Колеса
=
d
+
2m
= 240 + 4 = 244 мм (2.13)
Диаметры впадин зубьев:
Шестерни
= d
-
2,4m
= 80 – 4,8 = 75,2 мм (2.14)
Колеса
= d
-2,4m
= 240 – 4,8 = 235,2 мм (2.15)
Коэффициент шестерни по диаметру:
=
=
(2.16)
2.6 Назначение степени точности передачи
ν = 0,5×ω × d - скорость зубчатых колёс (2.17)
ν
= 0,5 ×
× 0,08 = 2,2 м/с.
По
таблице 8
определяем
степень точности – 8, окружная скорость
1,05 м/с
2.7 Проверка зубчатой передачи на выносливость по напряжениям изгиба
σ
=
×
≤
(2.18)
σ
=
×
=
1,9 × 215 = 409 МПа – для зубчатого колеса
Условие выполняется
= K
×
К
×
К
-
коэффициент нагрузки.
(2.19)
Где:
K
= 1,1 – взят из таблицы 7
,
К
=
1,05м/с – взят из таблицы 8
,
К
=
1
= 1,1 × 1,05 × 1 = 1,155
Коэффициент
К
учитывает
неравномерность распределения нагрузки
между зубьями и определяется по формуле:
К
=
(2.20)
В
курсовом проектировании можно принимать
среднее значение
= 1,5 и степень точности 8-ю, тогда К
= 0,92
2.8 Допускаемое напряжение при расчёте на изгибную прочность
=
=
=
= 241 МПа - для шестерни
(2.21)
=
=
= 219 МПа – для колеса
(2.22)
=
×
=
1,75 ×
1,15
= 2,01 (2.23)
= 1,8 НВ МПа – значение
предела выносливости при расчёте на
изгибную площадь взято из таблицы 12
=
(2.24)
– взято
их таблицы
,
значение для шестерни.
=
= 60
(2.25)
взято
из таблицы
,
значение для колеса.
Дальнейший расчёт выполняется для того из колёс, у которого данное отношение имеет меньшее значение.
Силы в зацеплении
Окружная
сила
=
=
= 1959 H
(2.26)
Радиальная сила:
=
= 1959 ×
0,363 = 711 H
(2.27)