Поможем в ✍️ написании учебной работы

Имя

Поможем с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой

Выберите тип работыЧасть дипломаДипломная работаКурсовая работаКонтрольная работаРешение задачРефератНаучно - исследовательская работаОтчет по практикеОтветы на билетыТест/экзамен onlineМонографияЭссеДокладКомпьютерный набор текстаКомпьютерный чертежРецензияПереводРепетиторБизнес-планКонспектыПроверка качестваЭкзамен на сайтеАспирантский рефератМагистерская работаНаучная статьяНаучный трудТехническая редакция текстаЧертеж от рукиДиаграммы, таблицыПрезентация к защитеТезисный планРечь к дипломуДоработка заказа клиентаОтзыв на дипломПубликация статьи в ВАКПубликация статьи в ScopusДипломная работа MBAПовышение оригинальностиКопирайтингДругое

Нажимая кнопку "Продолжить", я принимаю политику конфиденциальности

Принимаем предварительно по [3, с.32], как в случае несимметричного расположения колес, значение К_Нβ = 1,25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию [2]: .

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяем по формуле [3, с.26]:

 

,(46)

 

где К_а – коэффициент косозубых колес, К_а = 43;

≈ 129,7 мм.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 – 66 а_ω = 160 мм.

Нормальный модуль зацепления находим по формуле [3, с.30]:

m_n = (0,01 ÷ 0,02) · а_ω,(47)

m_n = (0,01 ÷ 0,02) · 160 = 1,6 ÷ 3,2 мм;

принимаем по ГОСТ 9563 – 60 m_n = 3 мм [2].

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β = 10º и определим числа шестерни и колеса по формуле [3, с.31]:

 

,(48)

14;

z₂ = z₁ · u,(49)

z₂ = 14 · 6,3 = 88.

 

Уточненное значение угла наклона зубьев [3, с.31]:

 

,(50)

;

 

принимаем β = 17º01'.

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные по формуле [3, с.38]:

 

,(51)

 43,922 мм,

 276,078 мм.

 

Проверка:

 

 мм.

 

Диаметры вершин зубьев:

 

d_a = d + 2 · m_n,(52)

d_a1 = 43,922 + 2 · 3 = 49,922 мм,

d_a2 = 276,078 + 2 · 3 = 282,078 мм.

 

Ширина колеса:

 

b₂ = ψ_ba · a_ω,(53)

b₂ = 0,4 · 160 = 64 мм.

 

Ширина шестерни:

 

b₁ = b₂ + 5,(54)

b₁ = 64 + 5 = 69 мм.

 

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

 

,(55)

.

 

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

 

,(56)

 1,65 м/с.

 

При такой скорости для косозубых колес принимаем 8 степень точности [3, с.27].

Коэффициент нагрузки:К_Н = К_Нβ · К_Нα · К_Нv,(57)

где К_Нα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; при v = 1,65 м/с и 8 степени точности К_Нα = 1,075;

К_Нβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба; при ψ_bd = 1,08, твердости НВ≤350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала передачи К_Нβ = 1,125;

К_Нv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении; для косозубых колес при v ≤ 5 м/с К_Нv = 1.

Таким образом:

К_Н = 1,125 · 1,075 · 1 = 1,21.

Проверка контактных напряжений по формуле [3, с.34]:

 

,(58)

333 МПа.

 

Условие σ_Н < [σ_H] выполнено.

Силы, действующие в зацеплении [3, с.217]:

окружная ,(59)

9108 Н;

радиальная ,(60)

где α – угол профиля зуба, α = 20º;

3095 Н;

осевая

F_a = F_t · tgβ,(61)

F_a = 9108 · tg 17º01' = 2786 Н.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле [3, с.38]: ≤ [σ_F],(62)

здесь коэффициент нагрузки К_F равен [3, с.38]:

К_F = К_Fβ · К_Fv(63)

При ψ_bd = 1,08, твердости НВ ≤ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор К_Fβ = 1,26, К_Fv = 1,1.

Таким образом, коэффициент нагрузки:

К_F = 1,26 · 1,1 = 1,39

Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_v [3, с.38]: ;(64)

у шестерни

 ≈ 16,

у колеса

 ≈ 92,

таким образом Y_F1 = 3,80 и Y_F2 = 3,60.

Допускаемое напряжение определяем по формуле [3, с.39]:

 

,(65)

 

где - предел выносливости (при отнулевом цикле), соответствующий базовому числу циклов; для стали 45 улучшенной при твердости НВ ≤ 350

 = 1,8 НВ [2];

[S_F] – коэффициент безопасности;

[S_F] = [S_F]' · [S_F]";(66)

для поковок и штамповок [S_F]" = 1, [S_F]' = 1,75;

[S_F] = 1,75 · 1 = 1,75;

для шестерни: = 1,8 · 230 = 415 МПа,

= 1,8 · 200 = 360 МПа.

Допускаемые напряжения:

для шестерни

 237 МПа,

для колеса

 МПа.

Находим отношение :

для шестерни  МПа,

для колеса  МПа.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Y_β и К_Fα [3, с.35]:

 

,(67)

,

;(68)

 

где n – степень точности зубчатых колес, n = 8;

ε_α – коэффициент торцового перекрытия, ε_α = 1,5;

 0,92.

Проверяем прочность зубьев колеса:

 ≈ 198 МПа.

Условие σ_F2 = 198 МПа < [σ_F2] = 206 МПа выполнено.

Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении определяем по формуле [3, с.94]:

 

,(69)

≈ 29,4 мм;

 

принимаем d_в1 = 30 мм;

принимаем под подшипники d_п1 = 35 мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

 

Рисунок 5 – Конструкция ведущего вала.

 

Ведомый вал:

диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [τ_k] = 25 МПа:

≈ 63,6 мм.

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда : d_в2 = 65 мм ; диаметр вала под подшипниками d_п2 = 70 мм; под зубчатым колесом d_к2 = 75 мм.

 

Рисунок 6 – Конструкция ведомого вала.

 

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.