Расчет цилиндрического редуктора
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
для среднего равновероятностного режима и показателя q= 6 : ?F=0,143.FE1=0,143?110376000=15783768;FE2=0,143?27594000=3945942;
т.к.NFE1 >NFG, то принимаем NFE1 равным NFG, тогда YN1=1.
YN2==1,002270349;
YR= 1,1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости перехода поверхности между зубьями.
При шлифовании и полировании поверхностей для улучшенных сталей принимаем:A = 1 - коэффициент, учитывающий влияние реверса при приложении односторонней нагрузки;F=1,7 - коэффициент запаса прочности для колёс из улучшенной стали;
шестерня: [?]F1==281,3897059 МПа;
колесо: [?]F2==282,0285586 МПа.
Допускаемое напряжение принимаем равным целой части меньшего из допускаемых напряжений шестерни и колеса: [?]F=281 МПа.
.4 Межосевое расстояние
Определяем предварительное значение межосевого расстояния:
aw=K?(u+1)?;
Т2 - вращающий момент на валу колеса;- передаточное число зубчатой передачи;=10 для Н1 иН2?350w=10?(4+1)?=136,8546724 мм.
Окружная скорость:===0,687908222 м/с.
Назначаем 8 степень точности передачи, уточняем, что передача - прямозубая.
Уточняем найденное межосевое расстояние:
aw=Ka?(u+1)?;
a=450 - коэффициент межосевого расстояния для прямозубой передачи;
?ba - коэффициент ширины зубчатого венца относительно межосевого расстояния.
Принимаем: ?ba =0,4 при симметричном расположении колёс.H=KHv?KH??KH? - коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность;Hv - коэффициент , учитывающий внутреннюю динамику нагружения;
при v=0,687908222 м/с, степени точности 8, твёрдости на поверхности зубьев НВ?350 по таблице выбираем минимальное значение при v=1м/с : KHv=1,03;
KH?=1+(-1)?KHw, где:
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки, находится в зависимости от коэффициента ширины зубчатого венца зубчатого колеса относительно диаметра шестерни ?bd, схемы передачи и твёрдости поверхности зубьев.
Принимаем ориентировочно: ?bd =0,5??ba?(u+1)=0,5?0,4?(u+1)=1;
по таблице находим: =1,04;Hw - коэффициент, учитывающий приработку зубьев, при окружной скорости v
по таблице выбираем минимальное значение при v=1м/с : KHw=0.45;H?=1+(1,04-1)? 0,45= 1,018.H?=1+(-1)*KHw - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностями в шаге зацепления и направления зуба;
при nст=8 степени точности по нормам плавности для прямозубых передач:
=1+0,06*(nст-5) при условии, что 1??1,25
=1+0,06?(8-5)=1,18;H?=1+(1,18-1)? 0,45= 1,081.H=1,03?1,0181?1,018=1,13347174
aw=450?(4+1)?=135,6388895мм.
Округляем межосевое расстояние до ближайшего стандартного значения:w=140 мм.
.5 Предварительные основные размеры колеса
Делительный диаметр:
d2=2?aw? =2?140?=224 мм.
Ширина: b2=aw*?ba=140?0,4=56 мм.
Ширина соответствует стандартному значению: b2=56 мм.
.6 Модуль передачи
Из условия неподрезания зубьев:
max=2? =2?=3,294117647 мм.
из условия прочности зуба на изгиб:
mmin= ;
Km = 3400 - коэффициент модуля для прямозубых передач.F=KFv?KF??KF? - коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгибаFv- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную с ошибками зацепления.
При 8 степени точности по нормам плавности для прямозубых передач и окружной скорости v=0,687908222 м/с по таблице выбираем минимальное значение при v=1м/с: KFv=1.03;F?- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца:F?=0,18+0,82?=0,18+0,82?1,04=1,0328.F?- коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями:F?=KH?= 1,081;
KF=1,03?1,0328?1,081= 1,149950504.
mmin= =0,72783771;
Принимаем значение модуля из стандартного ряда: m=2 мм.
.7 Cуммарное число зубьев и угол наклона
Cуммарное число зубьев для прямозубой передачи c учётом того, что угол наклона зубьев в прямозубой передаче ?=0 и :
zs===140
2.8 Число зубьев шестерни и колеса
Шестерня:
z1===28;
колесо:2-zs-z1=140-28=112.
.9 Фактическое передаточное число
ф===4;
отклонение - 0%.
.10 Диаметры колёс
Делительные диаметры:
шестерни: d1=z1?m=28?2=56мм;
колеса: d2=z2*m=112?2=224 мм;
проверка: ==140 мм.
Диаметры вершин и впадин зубьев:
шестерни:a1=d1+2?m=56+2?2=60 мм;
df1=d1-2,5?m=56-2.5?2=51 мм;
колеса:
da2=d2+2?m=224+2?2=228 мм;
df1=d1-2,5?m=224-2.5*2=219 мм.
.11 Размеры заготовок
по таблице определяем предельные значения Dпр, Sпр для стали 40ХН:
шестерня: Dпр1=200 мм, Sпр1=125 мм
колесо - Dпр2=315 мм, Sпр2=200 мм.
Шестерня:заг1=da1+6=60+6=66 мм,< Dпр1;
колесо:заг2=da2+6=228+6=234 мм,< Dпр2.заг=b2+4=56+4=60 мм.
Т. к. диаметры заготовок меньше предельных диаметров как для шестерни, так и для колеса, то принимается схема, показанная ниже:
.12 Проверка зубьев по контактным напряжениям
Расчётное значение:
?H= ?[?]Н;
для прямозубых передач: Zв=9600;
?H== 493,9056294 МПа, < [?]H=515МПа;
=0,959040057;
?Н удовлетворяет условию: 0,8??1,05.
.13 Cилы в зацеплении
Окружная: Ft===2929,347102 Н;
принимаем: Ft=2930 Н.
Радиальная: Fr=Ft*tg?, для стандартного зуба ?=20, tg?=0,364;r=2930 ?0,364= 1066,282345 Н;
принимаем: Fr=1067 Н
осевая: в прямозубой передаче Fa=0.
.14 Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба
Расчётное значение напряжения в зубьях колеса:
?F2=?[?]F2;
FS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений при z2=112 и коэффициенте смещения х=0 по таблице принимаем: YFS2=3,59;
Для прямозубых передач:?=1;?=1;
?F2= = 226,947147 МПа, < 281МПа.
Расчётное значение напряжения ?/p>