Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора

  для колеса  - МПа; 
 
 
 
 

  3.1.2 Определение допускаемого  контактного напряжения  для шестерни и  колеса:

    МПа;

    МПа; 

  Для прямозубой передачи в качестве расчетного допускаемого напряжения принимаем  меньшее  .

  Предел выносливости зубьев при изгибе:

    ;

   .

  Коэффициент безопасности S_F =1,75. Принимаем коэффициент долговечности при твёрдости менее 350 НВ K_FL = 1,5 и значение коэффициента, учитывающего влияние односторонней нагрузки (редуктор нереверсивный), K_Fc = 1.

  Тогда допускаемые напряжения при изгибе шестерни и колеса:

  3.1.3 Расчет геометрических  параметров закрытой зубчатой передачи:

  Определяем  межосевое расстояние из условия  контактной выносливости по формуле:

  где   для прямозубых колес;      

         -    коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца.

  Принимаем для колёс коэффициент ширины венца  .                          

            U =4 - передаточное число;

            Т₂ =44 – вращающий момент на колесе, кН×м;

               = 467 МПа – допускаемое контактное напряжение;  

  Принимаем межосевого расстояния .

  Задаёмся  числом зубьев шестерни . Тогда число зубьев колеса .

  Принимаем нормальный модуль

                                      .          

  Принимаем   .  

  Основные  размеры шестерни и колеса:

  Делительный диаметр - мм,

   мм.

  Ширина - мм.

  Определяем  число зубьев шестерни и колеса:

  По  полученным значениям и уточняем передаточное число:

  Проверяем отклонение от заданного значения:

      ,что допустимо.

  Основные  параметры зубчатой передачи сводим в таблицу: 

  3.1.4 Проверочный расчет  на контактную  прочность зубьев

  Определим коэффициент нагрузки , где  

   (по табл. 9.11)

   - коэффициент, учитывающий распределение  нагрузки между зубьями 

     -   для прямозубой передачи       (по табл. 9)

   -  коэффициент, учитывающий  динамическую нагрузку в зацеплении.

   - недогрузка 5%.

  Условие прочности по контактным напряжениям выполняется. 

  3.1.5 Проверочный расчет  зубьев на усталость  при изгибе 

   ,

    где -  -  коэффициент, учитывающий форму зуба:

         -        для шестерни;

         -        для колеса.                       

  Определим отношение  . дальнейший расчет будем проводить для того зубчатого колеса, у которого это отношение окажется меньше:

  для шестерни      Мпа 

  для колеса         Мпа

  Расчет  производим по шестерне.

      ─      коэффициент,  учитывающий наклон зуба:

   -  для прямозубых.

   - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

   -  для прямозубых.

   - коэффициент, учитывающий распределение  нагрузки по ширине венца: 

     - табл. 9.11

        - табл. 9.13

    МПа.

  83<462,5   недогрузка 82 %

  Условие прочности выполняется 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

  3.2 Расчет конической  передачи 

  Для шестерни принимаем сталь 40Х  улучшенную, твёрдостью 230 НВ, а для колеса – сталь 40Х нормализованную, твёрдостью 210 НВ.

  Суммарное число циклов перемены напряжений:

  База  испытаний при твёрдости 210 НВ составляет .  Для колеса > . При этом коэффициент долговечности К_HL=1. [S_H ] = 1,1 (коэффициент безопасности).

  Допускаемые контактные напряжения, МПа:

         , 

  где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

  для шестерни  - МПа;

  для колеса  - МПа;

  Определение допускаемого контактного напряжения для шестерни и колеса:

    МПа;

    МПа.

  Для прямозубой передачи в качестве расчетного допускаемого напряжения принимаем меньшее  .

  Коэффициент безопасности S_F =1,8. Принимаем коэффициент долговечности при твёрдости менее 350 НВ K_FL = 1,5 и значение коэффициента, учитывающего влияние односторонней нагрузки (редуктор нереверсивный), K_Fc = 1.

  Тогда допускаемые напряжения при изгибе шестерни и колеса:

  Передаточное  число u = 2,7.

  Диаметр внешней делительной окружности шестерни: 

  принимаем d¹_е1= 150 мм.  

  Окружная  скорость при К_ве = 0,285:

  Коэффициент внутренней динамической нагрузки:  K_Hv = 1,15.

  Коэффициент неравномерности распределения  нагрузки: K_Hβ = 1,25 при ψ_bd = 0,166∙(u²+1)^1/2 = 0,6.

  Уточняем  предварительно найденное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни:  

  Округляем

  Внешнее конусное расстояние:

   мм

  Ширина  зубчатого венца:

   мм

  Округление:

   мм

  Среднее конусное расстояние:

   мм

  Модуль  передачи:

  Число зубьев:

  Фактическое передаточное число:

  Углы  делительных конусов:

  Делительные диаметры колёс:

  Средние диаметры колёс:

  Внешние диаметры колёс, мм:

  Окружная  сила на среднем диаметре колеса:

  Коэффициент смещения  х_е1 = -х_е2

  Размеры заготовки колёс:

   ,     D_заг ≤ D_пред

   ,   S_заг ≤ S_пред

  Проверка  зубьев колёс по контактным напряжениям:

   МПа

  Основные параметры конической передачи сводим в таблицу: