Расчёт двухступенчатого редуктора с открытой зубчатой передачей
Курсовой проект - Разное
Другие курсовые по предмету Разное
ь зубьев по контактным напряжениям
.1.3 Силы в зацеплении
Силы, действующие в зацеплении:
окружная
радиальная
осевая
.1.4 Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе
Коэффициент нагрузки
где
- коэффициент концентрации нагрузки [1, табл. 10. 9];
- коэффициент распределения нагрузки между зубьями
- коэффициент динамической нагрузки [1, табл. 10. 10].
Эквивалентное число зубьев
у шестерни
у колеса
Коэффициенты формы зуба [1, табл.10.8].
Коэффициент наклона зуба
Прочность зуба шестерни и колеса на изгиб
Условие прочности выполнено.
2.2 Расчет быстроходной ступени
2.2.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений
С целью уменьшения габаритов передачи, принимаем материал с высокими механическими характеристиками [1, табл.10.2]: для шестерни сталь 20Х, термическая обработка - улучшение, закалка, цементация до средней твердости 55HRCэ; для колеса - сталь 20X, термическая обработка - поверхностная закалка ТВЧ до средней твердости 52HRC.
.2.2 Проектировочный расчет передачи
Принимаем коэффициент концентрации нагрузки при несимметричном расположении колёс Кн?=1,2 [1, табл.10.5].
Коэффициент ширины венца [1, табл.10.1].
Межосевое расстояние из условия соосности равно 200мм,
Нормальный модуль зацепления для быстроходной ступени выбираем немного меньше, чем в тихоходной
Принимаем мм,
Угол наклона зубьев должен находиться от 8 до 22 [1, табл.10.1]. Предварительно принимаем угол наклона зубьев = 10.
Число зубьев шестерни
принимаем z3=22.
Число зубьев колеса
Фактическое значение :
Отклонения фактического передаточного отношения от расчетного нет (допускается 4,0 % ).
Угол наклона зубьев
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные
мм,
мм,
Проверка
мм,
диаметры вершин зубьев
мм,
мм,
диаметры впадин зубьев
мм,
мм,
ширина колеса и шестерни
мм,
мм.
.2.3 Проверочный расчет зубьев колес по контактным напряжениям
Коэффициент ширины шестерни по диаметру
Окружная скорость колес
м/с
При данной скорости принимаем 8-ю степень точности [1, табл.10.7].
Коэффициент нагрузки
где
- коэффициент концентрации нагрузки [1, табл. 10.9];
- коэффициент распределения нагрузки между зубьями
- коэффициент динамической нагрузки [1, табл.10.10].
Прочность зубьев по контактным напряжениям
.2.4 Силы в зацеплении
Силы, действующие в зацеплении:
окружная
радиальная
осевая
.2.5 Проверочный расчет зубьев колес по напряжениям изгиба
Коэффициент нагрузки
где
- коэффициент концентрации нагрузки [1, табл. 10. 9];
- коэффициент распределения нагрузки между зубьями
[1, табл. 10. 11];
- коэффициент динамической нагрузки [1, табл. 10. 10].
Эквивалентное число зубьев
у шестерни
у колеса
Коэффициенты формы зуба [1, табл.10.8].
Коэффициент наклона зуба
Прочность зуба шестерни и колеса на изгиб
Условие прочности выполнено.
2.3 Проектировочный расчет валов редуктора
Материал валов принимаем сталь 45, термическая обработка - улучшение. Проектировочный расчет валов выполняем по касательным напряжениям от кручения, то есть, не учитываем напряжения от изгиба, влияние концентраторов напряжений и циклический характер действия напряжений. Поэтому для компенсации приближенности проектировочного расчета, допускаемые напряжения принимаем заниженными: = 15...25 МПа.
2.3.1 Быстроходный вал
Диаметр выходного конца ведущего при вала =25 МПа.
мм
Принимаем диаметр выходного конца вала = 40 мм
С учетом типоразмеров подшипников качения принимаем =45 мм.
Предполагаемый диаметр вала под шестерней = 50 мм.
Диаметры остальных участков вала назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
.3.2 Промежуточный вал
Диаметр вала под колесом
мм.
Принимаем из стандартного ряда [1, табл. 14.1] 70 мм.
С учетом типоразмеров подшипников качения принимаем мм.
Диаметры остальных участков вала назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
2.3.3 Тихоходный вал
Диаметр выходного конца вала
мм,
где МПа с учетом влияния консольной нагрузки от натяжения цепи.
Принимаем из стандартного ряда [1, табл.14.1] мм. С учетом типоразмеров подшипников и необходимости на валу буртика определенной высоты [1, табл. 14.1] для упора ступицы ведущей звездочки при сборке редуктора, принимаем диаметр вала под подшипниками 125 мм, а диаметр вала под колесом 130 мм. Диаметры остальных участков вала назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
.4 Проектировочный расчет шпоночных соединений
Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок принимаем по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45, термическая обработка - нормализация. Рабочая длина шпонки из условия прочности
где
T- вращающий момент на валу;диаметр цапфы вала в ?/p>