Курсовая. Пояснительная записка. Ростовский государственный университет путей сообщения (фгбоу во ргупс)

• Название: Ростовский государственный университет путей сообщения (фгбоу во ргупс)
• Анкор: Курсовая
• Дата: 14.09.2022
• Размер: 1.98 Mb.
• Имя файла: Пояснительная записка.docx
• Тип: Пояснительная записка; #677157
• страница: 3 из 6

2.2 Расчет тихоходной ступени редуктора

Выбор материалов.

Выбираем материал шестерни [1]:

Сталь 45 (улучшение), параметры материала:

HB 230;

σ_в = 780 МПа;

σ_тек = 440 МПа.

Выбираем материал колеса [1]:

Сталь 45 (нормализация), параметры материала:

HB 200;

σ_в = 690 МПа;

σ_тек = 340 МПа;
Допускаемое контактное напряжение:



где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

K_HL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают K_HL =1;

S_H – коэффициент безопасности; S_H = 1.1.

для шестерни σ_{Hlim в} = 2HB + 70 = 2·230 + 70 = 530 МПа;

для колеса σ_{Hlim в} = 2HB + 70 = 2∙200 + 70 = 470 МПа;

тогда для шестерни



для колеса



Допустимые напряжения на изгиб



где σ_{F lim} = 1.8·HB

для шестерни

σ_{F lim} = 1,8∙230 = 414 МПа;

для колеса

σ_{F lim} = 1.8·200 = 360 МПа;

S_F – коэффициент запаса, S_F = 1,75 /1, т.3.9/.

Тогда для шестерни

[σ_F] = 237 МПа;

для колеса

[σ_F] = 206 МПа.

Межосевое расстояние передачи



где К = 315 – для прямозубых передач;

Т₃ – момент на выходном валу, Н^.мм.

Ψ_а – коэффициент ширины зуба, Ψ_а = 0,25.



Принимаем по ГОСТ 2185-66 ближайшее значение, а = 400 мм.

Модуль

m^/ = (0,01...0,02) ^. а,

m^/ = (0,01...0,02) ^. 400 = 4...8.

Принимаем по стандарту m = 4 мм.

Число зубьев колес



Принимаем Z_Σ = 200.



Принимаем Z₃ = 30.

Z₄ = Z_Σ – Z₃ = 200 – 33 = 167.



Параметры колес

d₃ = m ^. Z₃ = 4 ^. 33 = 132;

d₄ = m ^. Z₄ = 4 ^. 167 = 668;

b – ширина колеса,

b₄ = а ^. Ψ_а = 400 ^.0,2 = 80 мм;

b₃ = 10+b₄ = 10+ 80 = 90 мм;

V – фактическая скорость,



Так как V < 5 м/с, то передача прямозубая, 8-ая степень точности [1].

Уточним коэффициент нагрузки

К_Н = К_Нα ^. К_Нβ ^.К_Нv,

где К_Нα = 1 (для прямозубых передач);

К_Нβ = 1,08 [1];

К_Нv = 1,05 [1],

тогда

К_Н = 1 ^. 1,08 ^. 1,05 = 1,134.

Т_р = Т_III ^. К_Н = 845,8·1,134 = 959 Н·м.

Контактное напряжение





Фактическое напряжение изгиба зубьев шестерни



где Υ_F1 – коэффициент формы зуба [1];



где β – угол подъема линии зуба, β = 0,

тогда

Z_V1 = Z₁ = 33, Z_V2 = Z₂ = 167;

Υ_F1 = 3,8; Υ_F2 = 3,6;

Находим отношения σ_F\Y_F

Для шестерни МПа;

Для колеса МПа;

Дальнейший расчёт следует вести для зубьев колеса, для которой найденное отклонение меньше.

Υ_β – коэффициент наклона зуба, Υ_β = 1;

F_t – окружная сила,

Н;

К_FD – коэффициент долговечности, К_FD = 1;

К_F– коэффициент нагрузки по изгибу,

К_F = К_Fα ^. К_Fβ ^.К_Fv,

где К_Fα – коэффициент распределения нагрузки, К_Fα= 1;

К_Fβ – коэффициент концентрации, К_Fβ = 1,04 [1];

К_Fv – коэффициент долговечности, К_Fv = 1,25 [1];

тогда К_F = 1 ^. 1,04·1,25 = 1,3.

m_n – модуль окружной силы,



где К = 5 (для прямозубых передач);



Округляем до стандартного

m_n = 1.25.

Тогда





Условие прочности для колеса выполняется.