Курсач. Авдеев Д-4. Привод с 1ступенчатым цилиндрическим редуктором с прямозубыми колесами

• Название: Привод с 1ступенчатым цилиндрическим редуктором с прямозубыми колесами
• Анкор: Курсач
• Дата: 16.02.2022
• Размер: 6.9 Mb.
• Имя файла: Авдеев Д-4.doc
• Тип: Техническое задание; #363937
• страница: 2 из 4

2.Расчет редуктора

2.1.Выбор материала закрытой цилиндрической зубчатой передачи.
Определение допускаемых напряжений

1. 
   Материалы [1]: Термообработка:
   

Ш естерня: сталь 45 шестерня: улучшение;

Колесо: сталь 45 колесо: нормализация;

2. 
   Твердость зубьев [1]:
   

шестерня: 235…262 HВ HВ_1ср = НВ;

колесо: 179…207 HB НВ_2ср = НВ;

НВ_1ср – НВ_2ср = 49,5; 20<49,5<50

3. 
   Механические характеристики сталей [1]:
   

шестерня: : Н/мм²; Н/мм²; Н/мм²;

колесо: Н/мм²; Н/мм²; Н/мм²;

4. 
   Предельные значения размеров заготовки (1/табл.3.2):
   

колесо: _{ }

шестерня: мм;

Lh=25000 часов

2.2.Определение допускаемых контактных напряжений

а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса :

; ;

где – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости ;

– число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка). млн. циклов;

млн. циклов;



N₁=60∙1415*25000=2 122млн. циклов;

N₂=60∙449.2∙25000=673млн. циклов;

Т.к. и то и .

б) Определяем допускаемые контактные напряжения и , Н/мм² :

Н/мм²;

Н/мм².
в) Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса , Н/мм²:

Н/мм²; Н/мм²;
Определение допускаемых напряжений изгиба , Н/мм²:

а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса :

; ,

где – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;

– число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка).

N₁=60∙1415*25000=2 122млн. циклов;

N₂=60∙449.2∙25000=714млн. циклов;

Т.к. и то и .
б) Определяем допускаемые напряжения изгиба и , Н/мм²:



Н/мм² – для шестерни;

Н/мм² – для колеса.
в) Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса , Н/мм²:

Н/мм²; Н/мм².

Передача реверсивная.
Таблица 2- Параметры передачи редуктора

Эл-т Передачи	Марка стали	Dпред	Термооб-работка	НВ1ср	σВ	σ-1	[σ]H	[σ]F
		Sпред		НВ2ср	Н/мм2
Шестерня	40	80	У	248,5	780	335	514,3	255,96
Колесо		80	Н	199	600	260	425,5	205

2.3.Проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

1. 
   Определяем главный параметр – межосевое расстояние :
   

,

где ,5 (для прямозубых передач) – вспомогательный коэффициент,

(для шестерни в нестандартных цилиндрических редукторах) – коэффициент ширины венца колеса, для расчета принимаем ,

3,15– передаточное число редуктора,

T2=29 Н*м- вращающий момент на тихоходном валу,

- допускаемое контактное напряжение,

(для прирабатывающихся зубьев) – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

81,45 мм

Округлив до стандартного значения [1], получаем 100 мм

2. 
   Определяем модуль зацепления :
   

,

где (для прямозубых передач) – вспомогательный коэффициент,

2*100*3,15 /(3,15+1)=151,8 мм- делительный диаметр колеса,

0,25*100=25 мм– ширина венца колеса,

– допускаемое напряжение изгиба материала колеса,

29 – вращающий момент на тихоходном валу.

0,5 мм

Округлив значение модуля зацепления в большую сторону до стандартного значения, принимаем .

Тогда угол наклона зубьев для прямозубой передачи будет равен:

_min 0 .

3. 
   Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
   

(2*100*cos0) /1 = 200

4. 
   Определяем число зубьев шестерни:
   

200 / (1+3,15)=48,19

Округлив до ближайшего целого числа, получаем значение числа зубьев шестерни 48 Из условия уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется , при найденном значении это условие выполняется.

5. 
   Определяем число зубьев колеса:
   

200-48=152

6. 
   Находим фактическое передаточное число:
   

152*48=3,16

Проверяем фактического отклонение передаточного числа от заданного:

< 4%

Норма передаточного числа выполняется.

7. 
   Определяем фактическое межосевое расстояние:
   

(48+152)*1 /2*cos0=100 мм

8. 
   Находим фактические основные геометрические параметры шестерни:
   

1*48 / cos0=48 мм– делительный диаметр,

d_a1=d₁+2m=48+21=50 мм диаметр вершин зубьев,

d_f1=d₁-2,5m=48-2,51= 45,5мм– диаметр впадин зубьев

b₁=b₂+5=25,00+5=30 мм– ширина венца, округлив до целого стандартного значения по рядуRa40, получаем значение 30 мм

9. 
   Находим фактические основные геометрические параметры колеса:
   

1*152 / cos0=152мм– делительный диаметр,

d_a2=d₂+2m=152+21=154 мм диаметр вершин зубьев,

d_f2=d₂-2,5m=152-2,51=149,5мм– диаметр впадин зубьев

b₂=_ba a_w=0,25100= 25,00мм – ширина венца, округлив до целого стандартного значения по рядуRa40, получаем значение 25 мм

Силы в зацеплении передачи редуктора

Исходные данные: 9,3Н, 48мм, , .

Окружная сила 2*1000*9,3 / 48=387,5кН; радиальная сила 387,5*tg20 / cos 0 = 141 кН; ,

осевая сила 0 кН. .
2.4. Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
Проверка прочности передачи на выносливость

1. 
   Проверим межосевое расстояние:
   

Полученное при проектном расчете межосевое расстояние 100, найдем значение через делительные диаметры шестерни 48 мм и колеса 152 мм:

(48+152)/2=100 мм

Проверка сошлась, расчет выполнен верно.

2. 
   Проверим пригодность заготовок колес.
   

Условие пригодности заготовок имеет вид: , , где

48+6=54 мм- диаметр заготовки шестерни.

25+4=29 мм- толщина диска заготовки колеса
Предельные значения размеров заготовки: диаметр шестерни , толщина обода или диска колеса .

В результате получаем 54 и 29

Проверка сходится, следовательно, заготовки колес пригодны.

3. 
   Проверим контактные напряжения
   

,

где (для прямозубых передач) – вспомогательный коэффициент,

413Н – окружная сила

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, определяется по графику в зависимости от окружной скорости колес

( 47,01 – угловая скорость на тихоходном валу редуктора): 47,01*152/2*1000=3,57м/с

Для нахождения при окружной скорости V=3,57 м/с, по [1] принимаем .

(для прирабатывающихся зубьев) – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба,

- коэффициент динамичности нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности. Так как зубчатая передача прямозубая

цилиндрическая и окружная скорость меньше, то степень точности 9. Следовательно, .

- допускаемое контактное напряжение.

339 < 425,5

Найдем недогрузку передачи:

(425,5-329)*100% / 425,5=19,5%<20%

Так как допускается недогрузка не более 20%, то условие выполнено.

4. 
   Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса :
   

.

Где 1 – модуль зацепления,

25 мм – ширина зубчатого венца колеса,

413 Н- окружная сила в зацеплении,

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависящий от степени точности передачи. Так как степень точности 9, то .

(для прирабатывающихся зубьев) – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба,

- коэффициент динамичности нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности. Так как зубчатая передача прямозубая цилиндрическая и окружная скорость , степень точности 9. Следовательно, .

– коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, зависящие от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса :



Где 48 – число зубьев шестерни,

– угол наклона зубьев)

48/cos³0=48



Где 152– число зубьев шестерни

– угол наклона зубьев

152/cos³0=152

По значениям интерполированием [1] получаем

.

– коэффициент, учитывающий наклон зуба,

– допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса.

В результате получаем:

=3.6*0,89*413 / 25*1=135 Н/мм²<205 Н/мм²

135*3.92/3.6=141 Н/мм² <255,9 Н/мм²

При проверочном расчете получились значительно меньше допускаемых значений, это допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью, следовательно, условие прочности выполнено.

Следовательно, проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи выполнен верно.