работа по дисциплине «Машины и оборудование отраслевого машиностроения» «Изготовление втулки цилиндра среднеоборотного дизеля» Руководитель работы Ружицская Е. В (стр. 4 из 11)

длина ступицы

мм мм,

где

мм- длина шпонки в сопряжении «вал-ступица звездочки» (п.3.4);

ширина зуба (для однорядной звездочки) [1,табл.13.8]

мм мм

где

мм- расстояние между пластинами внутреннего звена [1, табл.13.1].

3 РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

3.1 Расчет быстроходной ступени

3.1.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Так как в техническом задании нет ограничений по габаритам, то выбираем материал с твердостью до 350 НВ [1, табл.10.2]: принимаем для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение , средняя твердость

НВ₁ = 280 НB, для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но средняя твердость (с учетом диаметра заготовки) на 80 единиц ниже –

НВ₂ = 200 НВ. Разность средней твердости рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса более 70 НВ приводит к увеличению нагрузочной способности передачи, уменьшению ее габаритов и металлоемкости.

Допускаемые контактные напряжения

где

– предел контактной выносливости при базовом числе

циклов [1, табл.10.3];

– коэффициент долговечности;

– коэффициент безопасности [1, табл.10.3].

Ресурс привода

ч,

где

лет- срок продолжительности привода;

ч – продолжительность смены;

– число смен в сутки.

Действительное число циклов нагружения:

для колеса

циклов;

для шестерни

циклов.

Число циклов нагружения, соответствующее пределу контактной выносливости,

циклов, циклов [1, табл.10.3]. Так как и , то коэффициент долговечности =1.

Допускаемые контактные напряжения для материала

шестерни

МПа;

колеса

МПа.

Расчетные допускаемые контактные напряжения (передача косозубая и разность твердости материалов шестерни и колеса более 70 НВ) [1, табл.10.3]

МПа.

Требуемое условие

МПа выполнено.

Допускаемые напряжения изгиба (нагрузка односторонняя)

где

- коэффициент долговечности, (срок службы привода лет).

Предел выносливости при изгибе при базовом числе циклов для

стали 45 [1, табл. 10.4]:

для шестерни

МПа;

для колеса

МПа.

Число циклов нагружения, соответствующее пределу выносливости при изгибе, для всех сталей

циклов. Так как и (определены выше) больше , то коэффициент долговечности =1.

Коэффициент безопасности

где

– коэффициент, учитывающий нестабильность свойств

материала [1, табл. 10.4];

– коэффициент, учитывающий способ получения заготовки

зубчатого колеса [1, табл. 10.4].

Допускаемые напряжения изгиба

для шестерни

МПа;

для колеса

МПа.

3.1.2. Проектировочный расчет передачи

Принимаем коэффициент концентрации нагрузки при симметричном расположении колес

[1, табл.10.5]; коэффициент ширины венца

по межосевому расстоянию с учетом твердости материала

[1,табл.10.1].

Межосевое расстояние из условия прочности по контактным напряжениям

мм;

где

– для косозубых колес.

Стандартное межосевое расстояние

мм [1, табл.10.1]. Нормальный модуль зацепления с учетом твердости колес [1.табл.10.1]. мм,

принимаем

мм [1, табл.10.1].

Угол наклона зубьев должен находиться от 8° до 22° [1, табл.10.1]. Предварительно принимаем угол наклона зубьев

.

Число зубьев шестерни

,

принимаем

.

Число зубьев колеса

.

Фактическое значение

. Отклонения фактического

передаточного отношения от расчетного нет (допускается ±4,0%).

Угол наклона зубьев

,

.

Основные размеры шестерни и колеса

диаметры делительные

мм;

мм;

проверка

мм;

диаметры вершин зубьев

мм;

мм;

диаметры впадин зубьев

мм;

мм;

ширина зубчатого венца колеса и шестерни

мм;

мм.

3.1.3 Проверочный расчет зубьев колес по контактным напряжениям

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

.

Окружная скорость колес

м/с.

При данной скорости принимаем 8-ю степень точности [1, табл.10.7].

Коэффициент нагрузки

где

– коэффициент концентрации нагрузки [1, табл.10.9];

– коэффициент распределения нагрузки между зубьями

[1, табл. 10. 11];

– коэффициент динамической нагрузки [1, табл.10.10].