1 min, Z2 = Z1·u ≥ Z2 min , где

Ψbm - коэффициент ширины венца относительно модуля зубьев, задают потаблице 2.2 /8/:

Ψbm = (25…30) принимаем Ψbm = 25

Z1 min - наименьшее число зубьев, свободное от подрезания номинальной исходной производящей рейкой

 

,где

Х - коэффициент смещения исходного контура, при учебном проектировании X задается равным нулю;

αt - угол профиля в торцовом сечении, град

, где

α= 20 - угол профиля исходного контура по ГОСТ 13755-81


= 25 / 1 = 25 ≥ Z1 min=17, Z2 = 25 · 1,7 = 42,5 ≥ Z2 min=17

Уточняем значение передаточного числа u = Z2 / Z1 = 43/25=1,72

Определяем делительный нормальный модуль зубьев, мм

,где

αwt – угол зацепления, град.

αwt = αt =α = 20° при Х12 = 0 и β=0

Округляют модуль до ближайшего стандартного (таблица 2.4)/8/. По ГОСТ 9563-60 принимаем m = 4,5.

Уточняем значение межосевого расстояния при стандартном модуле, с точностью до сотых долей мм:

, принимаем аw = 160

Округляем межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 aw = 160 мм.

Уточняем значение коэффициента ширины зубчатого венца:

Ψ = Ψ’(а’w/ аw)3 = 0,741 · (143,343/160)3 = 0,533

Определяют рабочую ширину венца зубчатой передачи и округляют до целого числа, мм:

bw = аw · Ψ = 0,533 · 160 = 85,3 ≈ 85


Определяют геометрические и кинематические параметры передачи:

-делительные диаметры, мм:

d1 = m · Z1 = 4,5·25=112,5, d2 = m · Z2 = 5·43=193,5,

-начальные диаметры, мм:

dwl = 2aw·Z1/ (Z1+ Z2)=117,65, dw2 = 2aw·Z2/ (Z1+ Z2)=202,35,

-диаметры впадин, при нарезании реечным инструментом, мм:

df1 = d1 - 2m·(1,25 – X1) = 101,25, df2 = d2 - 2m · (l,25 - X2) = 182,25;

-диаметры вершин, из условия постоянства радиальных зазоров, мм

da1 = 2aw - df2 - 0,5m = 135,5, da2 =2aw - df1 - 0,5m = 216,5;

- коэффициент торцового перекрытия (по приближенной формуле):

-осевой шаг зубьев, мм Рх = π· m /sinβ = 0;

-коэффициент осевого перекрытия εβ = bw/Px (при β=0 εβ=О);

-суммарный коэффициент перекрытия εγ = εα + εβ = 1,69;

- основной угол наклона линии зуба, град βb= arcsin (sinβ · cosα) = 0;

- окружные скорости колес на начальных цилиндрах, м/с:

 

Назначаем степень точности передачи по ГОСТ 1643-81.

Для редукторов общего назначения при современном уровне развития техники экономически оправданы седьмая (нормальная) и восьмая (пониженная) степени точности, в т.ч. и степени точности по нормам плавности работы. При назначении степени точности необходимо учесть ограничение по окружной скорости колес. Передачи восьмой степени точности могут эксплуатироваться при скорости V не более 6 м/с - для прямозубых колес и не более 10 м/с -для косозубых. Передачи седьмой степени точности при скорости V не более 10 м/с - для прямозубых колес и не более 20 м/с - для косозубых.

2.1.2 Проверочный расчет на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев

Определяем расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления, МПа:

, где

Ze - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес:

Для стальных материалов, при Е = 2,1 · 105 МПа и υ = 0,3, ZE = 190;

Zh - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления (влияние радиусов кривизны поверхностей) и переход от нормальной силы на начальном цилиндре к окружной на делительном):

Zh=,

Zh = 2,5 при β = 0 и Х1 = Х2 = 0

Zε - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

Zε= при β=0 и εβ=0, Zε=;

Zε= при β0 и εβ<1;

Ft - окружная сила на делительном цилиндре в окружном сечении:

Ft = 2000·Т1/d1 = 2000·323,12/112,5 = 5744,4 Н;

КН- коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям:

КН = КНβ · КА · КНV · КНα , где

КА - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (неучтенную в циклограмме нагружения). КА = 1, т.к. в заданиях на курсовое проектирование привода мощность на выходном валу привода задана с учетом динамической составляющей внешней нагрузки;

КНβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Для цилиндрических передач определяют по таблице 2.3 /8/, при фактическом значении ψbd=bw/dw1

Ψbd = 0,7225, тогда КНβ = 1,05 – (0,8 – 0,7225)·0,02/0,2 = 1,04225;

КНα -коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. КНα= 1 для прямозубых передач. Для косозубых передач при учебном проектировании можно принять КНα ≈ 1,35;

Khv- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

, где

WHV - удельная окружная динамическая сила, Н/мм:

,где

δН - коэффициент, учитывающий влияние твердости поверхностей зубьев и вида зубчатой передачи, определяют по таблице 2.5 /8/:

δН = 0,06 для прямозубой передачи и твердости зубьев < 350 НВ;

δН = 0,02 для косозубой передачи и твердости зубьев < 350 НВ;

go - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зубьев шестерни и колеса, определяют по таблице 2.6 /8/:

go = 5,6 для 8 степени точности и модуле < 3,55;

go = 6,1 для 8 степени точности и модуле 3,55…10;

go = 4,7 для 7 степени точности и модуле < 3,55;

go = 5,3 для 7 степени точности и модуле 3,55…10;

,

,

КН = 1,082 · 1 · 1,04225· 1 = 1,13

Уточняем коэффициенты Zr, Zx, Zv, которые при проектировочном задавались приближенно и определяем уточненное значение расчетного допускаемого контактного напряжения, МПа:

В редукторах общего назначения параметр шероховатости боковых поверхностей зубьев рекомендуется назначать: Ra < 3,2 мкм при 8 степени точности передачи и Ra < 1,6 мкм при 7 степени, принимаем Ra = 3,2:

ZR = 0,90 при Ra св. 2,5 до 10.0 мкм;

ZX = 1 - при d<700мм;

ZV =1 - при V<5м/с;

Проверяют сопротивления активных поверхностей зубьев контактной усталости

σн ≤1,05·[σн]РУТ, 432,2 < 488,25 - условие выполняется.


Информация о работе «Расчет двухступенчатого редуктора»
Раздел: Промышленность, производство
Количество знаков с пробелами: 56644
Количество таблиц: 3
Количество изображений: 27

Похожие работы

Скачать
24828
7
8

... Для шестерни: Для колеса: Тогда расчетное контактное напряжение определяем по формуле (3.10 [1]) = 0.45(481+428)=410 МПа. 2.2       Расчет быстроходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора.   2.2.1   Межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1])   , мм где: Ка – для косозубых колес Ка = 43; u1 – передаточное отношение первой ступени; Т2 – крутящий момент второго ...

Скачать
13310
1
5

... работы активно используется знания из ряда пройденных предметов : механики, сопротивления материалов ,технологий металлов и др. Объектом курсового проекта является привод с цилиндрическим двухступенчатым редуктором с раздвоенной быстроходной ступенью, использующие большинство деталей и узлов общего назначения. 1 Кинематический расчет 1.1 Находим момент на тихоходной ступени: РВЫХ = Тw; ...

Скачать
41824
8
3

... Муфты типа МУВП позволяют смягчать ударные нагрузки и рывки за счёт упругих элементов в составе муфты, кроме того, они допускают некоторые неточности сборки. Для соединения быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-75. Принимаем муфту МУВП 250-40-1 У3 ГОСТ 21424-93. Номинальный крутящий момент Мкр., Н×м = 250 Частота ...

Скачать
17014
2
6

... 9.33 91.65 5 0.9653   3 194.6 20.37 9.01 442.31 3.395 0.92 4 57 5.97 8.25 1374.4   Проверка : - Условие выполняется2 Расчет передач   2.1 Расчет цилиндрических зубчатых передач   2.1. 1 Определение допускаемых напряжений По условию задания материал ...

0 комментариев


Наверх