Рассчитать и спроектировать одноступенчатый, цилиндрический, шевронный редуктор общего назначения

      3. Выбор материала  зубчатой передачи. Определение допускаемых  напряжений.

     Поскольку, в проектном задании к редуктору  не предъявляется жёстких требований в отношении габаритов передачи, а изготовление колёс осуществляется в условиях мелкосерийного производства, то выбираем материалы со средними механическими качествами. В проектном задании указано, что редуктор должен быть общего назначения, кроме того передаваемая мощность невелика (1,8 квт). Для таких редукторов экономически целесообразно применять колёса с твёрдостью ≤ 350 НВ, при этом достигается лучшая прирабатываемость зубьев колеса, обеспечивается чистовое нарезание зубьев колёс после термообработки, высокая точность их изготовления. Учитывая, что число нагружений в единицу времени зубьев шестерни в передаточное число раз (2,5) больше нагружений зубьев колеса, для достижения одинаковой контактной усталости обеспечиваем механические  характеристики материала шестерни выше, чем материала колеса. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ1 назначаем больше твёрдости колеса НВ2 (стр. 48 [1]);                   НВ1-НВ2=20…50

     Мощность  на рабочем валу РIII = 1,8 квт;

     передаточное  число редуктора  Uзп =4;

     частота вращения рабочего вала nIII = 120 об/мин;

     передача  нереверсивная.

     3.1.Пользуясь  таблицей 3.2, стр.50 [1], подбираем подходящий материал.

     Сталь 45, которой присущи следующие  характеристики:

     Dпред. – любой;

     Sпред. – любая;

     Твёрдость заготовки 179…207 НВ;

     Gв = 600 Н/мм²;

     Gт = 320 Н/мм²;

     G-1 = 260 Н/мм²;

     Данный  материал подходит для изготовления колеса редуктора, в качестве термообработки используют нормализацию.

     Сталь 45, которой присущи следующие  характеристики:

     Dпред. =125 мм;

     Sпред. =80 мм;

     Твёрдость заготовки 335…262 НВ;

     Gв = 780 Н/мм²;

     Gт = 540 Н/мм²;

     G-1 = 335 Н/мм²;

     Данный  материал подходит для изготовления шестерни редуктора, в качестве термообработки используют улучшение.

     3.2 Допускаемые контактные напряжения при расчётах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [G]н1 и колёса [G]н2.

     Определяем  коэффициент долговечности KнL :

     KнL =

     где, Nно – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;

             N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

     Если  N> Nно , то принимаем KнL = 1 (стр. 51[1]).

     По  таблице 3.1, стр. 49 [1] определяем допускаемое контактное напряжение [G]но, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений Nно.

     [G]но = 1,8 НВср+67

     НВср1 = (235+262)/2 = 248,5

     [G]но1 = 1,8*248,5+67 = 514,3 Н/мм²

     НВср2 = (179+207)/2 = 193

     [G]но2 = 1,8*193+67 = 414,4 Н/мм²

     Определяем  допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [G]н1 и колеса [G]н2 (стр. 51 [1]):

     [G]н1 = KнL1*[G]но1 = 1*514,3 Н/мм²

     [G]н2 = KнL2*[G]но2 = 1*414,4 Н/мм²

     Среднее допускаемое контактное напряжение (стр. 51 [1]):

     [G]н = 0,45* ( [G]н1+[G]н2 ) = 0,45* (514,3+414,4) = 0,45*928,7 = 418 Н/мм²

     3.3 Определяю допускаемое напряжение изгиба [G]F.

     Проверочный расчёт зубчатых передач на изгиб  выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым  напряжениям изгиба [G]F1 и [G]F2. Определяю коэффициент долговечности (стр. 52, [1]): KнL

     где, NFO = 4*10 - число циклов перемены напряжений для всех сталей,                                                                      соответствующее пределу выносливости;

             N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

     Т.к. N> NFO  (стр. 52, [1]), то принимаем КFL = 1.

     Допускаемое напряжение изгиба [G]F0, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений NFO.

     [G]F0 = 1,03 НВср (табл. 3.1, стр. 49 [1])

     НВср1 = 248,5 ;    НВср2 = 193

     [G]F01 = 1,03*248,5 = 256 Н/мм²

     [G]F02 = 1,03*293 = 199 Н/мм²

     Расчёт  модуля зацепления для цилиндрических передач с прямыми и непрямыми  зубьями выполняют по меньшему значению [G]F из полученных для шестерни [G]F1 и колеса [G]F2, то есть по менее прочным зубьям.               Составляем табличный ответ:

Элемент передачи	Марка стали	Dпред, мм; Sпред, мм;	Термооб- работка	НRCэ1ср НВ2ср	[G]н	NF
					Н/мм²
Шестерня Колесо	45 45	125 80	У Н	248,5 193	514,3 414,4	256 199

4. Расчёт закрытой  цилиндрической зубчатой  передачи.

     4.1 Проектный расчёт.

     4.1.1. Определяю главный параметр –  межосевое расстояние аw,мм:

     аw = Ка ( U+1 )

     где Ка – вспомогательный коэффициент. Для шевронных передач Ка = 43 (стр. 58 [1]);

          Ψа – коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 (стр.58[1]) – для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых редукторах;

     U – передаточное число редуктора;

     ТIII – вращающий момент на тихоходном валу редуктора или на приводном валу рабочей машины для открытой передачи, Нм;

     [G]н – допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм².

     Kнв – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев Kнв = 1(табл. 3.1, стр. 49 [1]).

      аw = 43 (4+1) = 215* = 215*0,542 = 116,53 мм.

     Полученное  межосевое расстояние округлить  до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров (табл. 13.15, стр. 313 [1]).

     аw = 116 мм.

     4.1.2 Определяю модуль зацепления М, мм:

     М≥

     Км - для косозубых передач равен 5,8 (стр. 59 [1]).

      = 2 аw * U / (U + 1) = 2*116*4 / 5 = 185,6

      = Ψа * аw = 0,32 * 116 = 37,12

     М ≥ = =1,2 мм.

     Если  модуль получили меньше 2 мм, то, несмотря на полученное значение, принимаем  за 2 мм., т.к в силовых передачах  значение модуля меньше 2 мм. не рекомендуется  из-за опасности большого понижения  несущей способности в результате износа, повышенного влияния неоднородности материала, опасности разрушения при перегородках ( уч. Решетов «Детали машин», стр. 266).

     М = 2 мм.

     4.1.3 Определяю угол наклона зубьев βmin:

     βmin = arcsin = arcsin = arcsin 0,187 = 10°

     Полученное  значение удовлетворяет условию 8…16°.

     4.1.4 Определяю суммарное число зубьев шестерни и колеса:

     Z∑ = Z1 + Z2 = 2 аw * cos βmin / M = 2*116*0,985 / 2 = 114,26

     Полученное  значение Z∑ округляем в меньшую сторону до целого числа.

     Z∑ = 114

     4.1.5 Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для шевронных передач:

     β = arccos Z∑ М / (2 аw) = arcos 114*2 / 2*116 = arcos 0,983 = 10° 57984’

     4.1.6 Определяю число зубьев шестерни:

     Z1 = Z∑ / (1+U) = 114 / 5 = 22,8