Курсовая работа: Редуктор двухступенчатый соосный двухпоточный
Определяем окружные скорости колес
; м/с.
Назначаем точность изготовления
зубчатых колес – 7F [2,c.32].
Определяем силы в зацеплении [4,
табл.6.1]:
- окружная
(3.7)
; Н;
Таблица 2 Параметры зубчатой
передачи тихоходной ступени
Параметр |
Шестерня |
Колесо |
mn,мм
|
1 |
ha,мм
|
1 |
ht,мм
|
1,25 |
h,мм |
2,25 |
с, мм |
0,375 |
z |
24 |
164 |
d,мм |
24 |
164 |
dа,мм
|
26 |
162 |
df,мм
|
21,5 |
166,5 |
b, мм |
50 |
54 |
аW,мм
|
70 |
v, м/с |
0,23 |
Ft, Н
|
531 |
Fr, Н
|
193 |
- радиальная
; где α=20° - угол зацепления; (3.8)
; Н;
Осевые силы в прямозубой передачи
отсутствуют.
Все вычисленные параметры заносим в
табл.2.
3.2 Проверочный расчет по контактным
напряжениям
Проверку контактных
напряжений производим по формуле {4, c.64]:
; (3.9)
где: - К -
вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач К=436;
Ft =531Н (табл.2);
U2=5;
КНα –
коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых
колес КНα =1;
КНβ – см.
п.3.1;
КНυ – коэффициент
динамической нагруки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности
передачи, КНυ =1,04 [4, табл.4.3].
(3.10)
Определяем ∆σН
;
; недогрузки,
что допускается.
3.3 Проверочный расчет зубьев на
изгиб
Расчетные напряжения
изгиба в основании ножки зубьев колеса и шестерни [4,с.67]:
; (3.11)
; (3.12)
где: КFβ – коэффициент
неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев КFβ =1;
КFv - коэффициент
динамической нагруки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности
передачи, КНυ =1,1 [4, табл.4.3];
YF1 и YF2 – коэффициенты формы
зуба шестерни и колеса, YF1 =3,9, YF2 =3,61 [4,табл.4.4].
Подставив значения в
формулы (3.11) и (3.12), получим:
;
.
Прочность зубьев на изгиб
обеспечивается.
Определяем ∆σF
;
Все вычисленные параметры проверочных
расчетов заносим в табл.3.
Таблица 3 Параметры проверочных расчетов
Параметр |
Обозн. |
Допускаемое |
Расчетное |
Недогрузка(-)
или перегрузка(+) |
Контактное напряжение, МПа |
σН
|
482,7 |
435 |
-10% |
Напряжение изгиба, МПа |
σF1
|
281 |
59,4 |
-79% |
σF2
|
257 |
55 |
-78% |
4 Расчет быстроходной ступени привода
Межосевое расстояние для быстроходной
ступени с учетом того, что редуктор соосный и двухпоточный, определяем половину
расстояния тихоходной ступени:
а=d2-d1;
а=84-14=70мм.
Из условия (3.2) принимаем модуль mn=1,5мм
Определяем суммарное число зубьев по
формуле (3.12) [1,c.36]:
zΣ=2а/mn;
zΣ=2·70/1,5; zΣ=93,3
Принимаем zΣ=94.
Определяем число зубьев шестерни и
колеса по формулам (3.13) [2,c.37]:
z1= zΣ/(U1+1); z1=94/(2,5+1); z1=26,1; принимаем z1=26.
Тогда z2= zΣ-z1=94-26=68
Фактическое передаточное соотношение U1=68/26=2,6
Отклонение передаточного числа от
номинального незначительное.
Определяем делительные диаметры
шестерни и колеса по формуле (3.17) [2,c.37]:
d1=mn·z1=1,5х26=39мм;
d2=mn·z2=1,5х68=102мм;
Определяем остальные геометрические
параметры шестерни и колеса по формулам [2,c.37]:
; ;
; ; ;
мм;
; мм;
; мм;
; мм;
; мм;
; мм;
; мм
; мм;
; мм;
Определяем окружные скорости колес
; м/с.
Назначаем точность изготовления
зубчатых колес – 7А [2,c.32].
Определяем силы в зацеплении (3.7, 3.8):
- окружная
; Н;
- радиальная
; Н.
Осевые силы в прямозубой передачи
отсутствуют.
Все вычисленные параметры заносим в
табл.4.
Таблица 4 Параметры зубчатой передачи
быстроходной ступени
Параметр |
Шестерня |
Колесо |
mn,мм
|
1,5 |
ha,мм
|
1,5 |
ht,мм
|
1,875 |
h,мм |
3,375 |
с, мм |
0,375 |
z |
26 |
68 |
d,мм |
39 |
102 |
dа,мм
|
42 |
105 |
df,мм
|
35,25 |
98,25 |
b, мм |
22 |
25 |
аW,мм
|
70 |
v, м/с |
1,4 |
Ft, Н
|
166,7 |
Fr, Н
|
60,7 |
Страницы: 1, 2, 3, 4
|