Машиностроение \ Детали машин

Конструктивные особенности и вычерчивание редуктора, страница 2

         3.1.3 Для третьей ступени выбираем сталь 30ХГС, термообработка- закалка, твердость HRC 45; для колеса выбираем сталь 30ХГС, твердость принимаем на 3 единицы меньше для последующей приработки зацепления ([2], табл. 3.3, с. 34-35, табл. 3.9, с. 44-45).        

3.2 Определяем допускаемые контактные напряжения
([2], с 33, ф. 3.9):

3.2.1 Для шестерен:

                                           (3.1)

где sН lim b– предел контактной выносливости при базовом числе циклов, sНlim b=2HB+70 (на первом валу), sНlim b=2HB+70 (на втором валу), sНlimb=(18HRC+150) (на третьем валу), так как термообработка на первом и втором валах– улучшение, а на третьем- закалка ([2], табл. 3.2, с. 34);

KHL– коэффициент долговечности, KHL = 1,0;

    [SH ] – коэффициент безопасности, [SH ] = 1,1 ([2], с. 33)

       Для шестерни на первом валу:

       Для шестерни второго вала:

       Для шестерни третьего вала:

3.2.2 Для зубчатых колес:

                                           (3.2)

где sН lim b– предел контактной выносливости при базовом числе циклов, sНlim b=2HB+70 (на первом валу), sНlim b=2HB+70 (на втором валу), sНlimb=(18HRC+150) (на третьем валу), так как термообработка на первом и втором валах –улучшение, а на третьем- закалка ([2], табл. 3.2, с. 34);

KHL– коэффициент долговечности, KHL = 1,0;

    [SH ] – коэффициент безопасности, [SH ] = 1,1 ([2], с. 33)

       Для шестерни на первом валу:

       Для шестерни второго вала:

       Для шестерни третьего вала:

3.2.3 Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле 3.10 ([2], с. 35):

                                         (3.3)

Для первой ступени:

;

  Для второй ступени:

;

  Для третьей ступени:

3.2.4 Проверим выполнение условия:

                                                   (3.4)

 Для первой ступени:

;

   Для второй ступени:

;

   Для третьей ступени:

;

Условие выполняется, значит расчет правильный.

4 Расчет передач с определением общих размеров

4.1 Общие размеры для шестерни и колеса третей ступени;

4.1.1 Вычисляем межосевое расстояние из условия контактной выносливости ([2], с. 32, ф. 3.7):

                               (4.1)

где Ка = 43,0 (для косозубых и шевронных передач);

U1– передаточное число третьей ступени, U3 = 4,455;

    КНb– коэффициент нагрузки для нессиметричного расположения зубчатых колес относительно опор при повышенной твердости зубьев примем КНb = 1,10 ([2], табл. 3.1, с. 32);

yba– коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию,
yba = 0,4

Основываясь на ([1], с. 143) аw2 = 130 мм.

4.1.2 Определяем номинальный модуль зацепления:

                                           (4.2)

Основываясь на ([1], с. 143) принимаем тп = 4,0 мм.

4.1.3 Определим числа зубьев шестерни и колеса третьей ступени. Для этого предварительно примем угол наклона зубьев b3 = 100

                                           (4.3)

Принимаем z5 = 15.

Z6 = z5×U3 = 15×3,33=49,2

Принимаем z6 = 49.

4.1.4 Уточняем значение угла наклона зубьев:

                                          (4.4)

Основываясь на ([1], с. 22) b3 = 806'34''.

4.2 Основные размеры шестерни и колеса третьей ступени

4.2.1 Определяем делительные диаметры шестерни и колеса:

                                                  (4.5)

                                                  (4.6)

4.2.2 Выполняем проверку правильности нахождения межосевого расстояния:

                                                    (4.7)

Межосевое расстояние определено правильно.

4.2.3 Определяем диаметры вершин зубьев:

                     (4.8)

                    (4.9)

4.2.4 Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса:

                                                     (4.10)

                                                   (4.11)

4.2.5 Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

                                                         (4.12)

4.2.6 Определяем окружную скорость колес и степень точности передачи:

                                                       (4.13)

При данной скорости и повышенной твердости принимаем 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81 ([1], с.32)

4.2 Общие размеры для шестерни и колеса второй ступени;

4.2.1 Вычисляем межосевое расстояние из условия контактной выносливости ([2], с. 32, ф. 3.7):

                               (4.14)

где Ка = 43,0 (для косозубых и шевронных передач);

U1– передаточное число третьей ступени, U2 = 3,33;

    КНb– коэффициент нагрузки для несимметричного расположения зубчатых колес относительно опор при повышенной твердости зубьев примем КНb = 1,10 ([2], табл. 3.1, с. 32);

yba– коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию,
yba = 0,4

Основываясь на ([1], табл. 3 с. 143) аw2 = 130 мм.

4.2.2 Определяем номинальный модуль зацепления:

                                           (4.15)

Основываясь на ([1], с. 143) принимаем тп = 4,0 мм.

4.2.3 Определим числа зубьев шестерни и колеса второй ступени. Для этого предварительно примем угол наклона зубьев b2 = 100

                                           (4.16)

Принимаем z3 = 15.

Z4 = z5×U2 = 15×3,33=49,2

Принимаем z4 = 49.

4.1.4 Уточняем значение угла наклона зубьев:

                                          (4.17)

Основываясь на ([1], с. 22) b3 = 806'34''.

4.2 Основные размеры шестерни и колеса второй ступени

4.2.1 Определяем делительные диаметры шестерни и колеса:

                                                  (4.18)

                                                  (4.19)

4.2.2 Выполняем проверку правильности нахождения межосевого расстояния:

                                                    (4.20)

Межосевое расстояние определено правильно.

4.2.3 Определяем диаметры вершин зубьев:

Скачать файл