Расчёт редуктора

10. Выбор материала для изготовления шестерни и колеса.

Для шестерни принимаем по таблице 5 (стр. 19) сталь………. σ _в = МПа; σ_т = МПа; НВ =

Термообработка:

Для колеса в соответствии с рекомендациями:

НВ _2min = HB _1min – (15)(20…30)(50),

подбираем сталь………….. с σ _в = МПа;
σ_т = МПа; НВ =

Термообработка:

11. Средняя твердость шестерни:

НВ ₁ = =

Средняя твердость колеса:

НВ ₂ = =

При средней твердости шестерни НВ ₁ =

базовое число циклов нагружения N_{HG 1}=, а для колеса при НВ ₂ = базовое число циклов нагружения

N_{HG 2=} (табл. 6, стр. 22).

Поскольку N_{HЕ 2} > N_{HG 2} и N_{HЕ 1} > N_{HG 1}, то = 1

12. Предел контактной выносливости для колеса:

σ _{Н lim2} = 2 НВ ₂ + 70 = МПа

Допускаемое контактное напряжение для колеса:

принимая коэффициент безопасности S_H =

[σ] _{Н 2} = = МПа

Предел контактной выносливости для шестерни:

σ_{Н lim1} = 2НВ₁ + 70 = МПа

Допускаемое контактное напряжение для шестерни:

[σ] _{Н 1} = = МПа

За расчетное допускаемое контактное напряжение в прямозубых передачах принимается [σ] _{Н 2} =

13. Межосевое расстояние для прямозубой передачи.

Принимая предварительно К_Н = 1,3 и задаваясь значениями

ψ_ba = 0,4 и ψ_ba = 0,5 находим два значения a_w по формуле

a_w1 = 450 (U _ред + 1) =

мм

a_w2 = 450 (U_ред + 1) =

мм

Одно из найденных межосевых расстояний округляем до ближайшего стандартного значения

a_{w сm} =

14. Ширина зубчатых колес:

b ₂ = ∙ a_{w ст} = мм

b ₁ = b ₂ + 5 мм = мм

15. Модуль передачи:

0,01 ∙ a_{w ст} < т < 0,02 ∙ a_{w ст} ,

Принимаем т _ст = мм

16. Суммарное число зубьев прямозубой передачи:

Z _∑ = =

округлив до целого числа, принимаем: =

17. Число зубьев шестерни:

Z ₁ = = округлив до целого числа, принимаем Z ₁ = при Z _1min = 17

18. Число зубьев колеса:

Z ₂ = Z _{∑ кос} – Z ₁ =

19. Уточнение передаточного числа:

U' = =

Отклонение от принятого ранее передаточного числа:

что находится в пределах допустимого [∆ U ] = ±4%.

20. Геометрические размеры колес.

Делительный диаметр шестерни:

d ₁ = m_cт · Z ₁ = мм

значение d ₁ не округлять

Делительный диаметр колеса:

d ₂ = m_cт · Z ₂ = мм

значение d ₂ не округлять

Межосевое расстояние:

а_{w ст} = = мм

Диаметр вершин зубьев шестерни:

d_{a 1} = d ₁ + 2 m _cт = мм

Диаметр вершин зубьев колеса:

d_a2 = d₂ + 2 m _cm = мм

Диаметр впадин зубьев шестерни:

d_{f 1} = d ₁ – 2,5 m _cт = мм

Диаметр впадин зубьев колеса:

d_{f 2} = d ₂ – 2,5 m _ст = мм

21. Проверочный расчет на контактную прочность:

σ _Н =

Отклонение от [σ] _Н:

∆σ% = =

при допускаемом отклонении –5% < [∆σ] < 15%.

Условие прочности выполняется.

22. Проверка зубьев на изгиб.

Эквивалентное время работы передачи в сутки при расчете на

изгиб:

t_FЕ = t + t ′ = час, где m = 6

23. Эквивалентное время работы передачи в течение всего срока

службы:

T_FЕ = t_FЕ ∙ д ∙ L = час,

где число рабочих дней в году д=260 дн. и срок службы передачи L=5 лет.

24. Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса:

N_{FЕ 2} = 60 ∙ п ₂ ∙ Т_FЕ = циклов

Таким образом, передача работает при постоянной нагрузке, т.к.

N_{FЕ 2} > N_FG = 4 ∙ 10⁶ циклов и = 1

25. Допускаемые напряжения изгиба [σ] _F:

[σ] _F = = МПа

Предел изгибной выносливости для зубьев шестерни σ_{Flim 1} :

σ _{F lim 1} = 1,8 ∙ НВ ₁ = МПа

Предел изгибной выносливости для зубьев колеса σ _{F lim2}:

σ_{Flim 2} = 1,8 ∙ НВ₂ = МПа

где НВ₁ и НВ₂ см. п.11 расчета

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни:

[σ] _{F 1} = = МПа

где коэффициент безопасности S_F =, а коэффициент

режима работы для нереверсивной передачи Y_A = 1.

Допускаемые напряжения изгиба для колеса:

[σ] _{F 2} = = МПа

26. Окружное усилие на колесе:

F_{t 2} = = Н

(где Т₂ Нм, см. п.7, а d₂ м.- п.20)

27. Коэффициент формы зубьев при расчете на изгиб по местным

напряжениям Y_FS для прямозубых передач определяют в

зависимости от Z из табл. 10 стр. 32:

У_{FS 1} = (при Z₁=)

У_{FS 2} =(при Z₂=)

Напряжения изгиба для зубьев прямозубых передач.

Расчет на изгиб производится для той зубчатки, у которой

отношение = меньше.

Для шестерни: = МПа

Для колеса: = МПа

Для ………………..это отношение меньше, поэтому расчет ведем по зубу ………...

Коэффициент нагрузки при расчете на изгиб предварительно

принимаем К_F = 1,3

Напряжение изгиба для зубьев колеса:

σ _{F 2} = =

МПа

Поскольку σ _{F 2} = МПа < [σ] _{F 2} = МПа, то условие

прочности выполняется.

28. Расчет на кратковременные перегрузки.

• По контактным напряжениям

Максимальное допускаемое контактное напряжение при

пусковой перегрузке:

[σ] _{Н max2} = 2,8 ∙ σ_т = МПа

где σ_т= МПа для материала колеса (см. п.10 расчета)

σ _{Н max2} = σ _{Н 2} ∙ =

Поскольку σ _{Н max2} = МПа < [σ] _{Н max2} = МПа, то

условие прочности выполняется.

• По напряжениям изгиба

Максимальное допускаемое напряжение изгиба при пусковой

перегрузке:

[σ] _{F max 2} = 2,74 ∙ НВ ₂ =, где

где НВ₂ см п.11 расчета

Максимальное напряжение изгиба при пусковой перегрузке:

σ _{F max 2} = σ _{F 2}∙ =

отношение дано в задании

Поскольку σ _{F max2} = МПа < [σ] _{F max2} = МПа, то условие прочности выполняется.