Курсовая работа: Расчет редуктора

3.3 Проектный расчет закрытой передачи

Внешний делительный диаметр

Выбираем стандартное число по таблице 13.15 [1] de2=160.

Углы делительных конусов шестерни d1 и колеса d2.

Внешнее конусное расстояние

Ширина зубчатого венца шестерни и колеса

b=ψRRe=0.285∙82.46=23.5 мм

Округляем до стандартного b=25 мм

Внешний окружной модуль

Число зубьев колеса z2 и шестерни z1

Фактическое передаточное число

Действительные углы делительных конусов шестерни d1 и колеса d2.

Коэффициент смещения инструмента

xn1=0.38

Основные геометрические размеры передачи

Основные размеры шестерни:

делительный диаметр de1=z1mte=26∙1.51=39.26 мм

диаметр вершин зубьев:

dae1=de1+1.64(1+xn)mtecos1=39.26+1.64∙(1+0.38)∙1.51∙0.97=42.57 мм

диаметр впадин зубьев:

dfe1=de1-1.64(1.2-xn)mtecos1=39.26-1.64∙(1.2-0.38)∙1.51∙0.97=37.3 мм

Основные размеры венца колеса

делительный диаметр de2=z2mte=106∙1.51=160.06 мм

диаметр вершин зубьев:

dae2=de2+1.64(1-xn)mtecos2=160.05+1.64∙(1.2-0.38)∙1.51∙0.23=160.51 мм

диаметр впадин зубьев:

dfe2=de2-1.64(1.2+xn)mtecos2=160.05-1.64∙(1.2+0.38)∙1.51∙0.23=159.15 мм

Средний делительный диаметр

d1»0.857de1=0.857∙39.26=33.64 мм

d2»0.857de2=0.857∙160.06=137.17 мм

3.4 Проверочный расчет закрытой передачи.

Контактные напряжения

Ft=2∙Tтв∙103/d2=2∙110.6∙103/137.17=1612.6 Н

KHα=1 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями

KHv=1.02 – коэффициент динамической нагрузки

Напряжение изгиба зубьев колесаF

а) колесо

 Н/мм2

YF2=3.62 - коэффициент формы зуба колеса

Yβ=1– коэффициент учитывающий наклон зуба

KFα=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

KFβ=1.1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба

KFv=1.05 – коэффициент динамической нагрузки

б) шестерня

YF1=3.47 - коэффициент формы зуба колеса

4. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИВОДА

4.1 Выбор материала зубчатого колеса и шестерни

Выбираем материал

а) Для шестерни: Сталь 45; HB=269..302; σВ=890 Н/мм2; σТ=650 Н/мм2

σ-1=380 Н/мм2; термообработка улучшение; HBср=285,5

б)Для колеса: Сталь 40Х; HB=235..262; σВ=790 Н/мм2; σТ=640 Н/мм2

σ-1=375 Н/мм2 термообработка нормализация; HBср=248,5

Допускаемые контактные напряжения

а) коэффициент долговечности для зубьев шестерни

где N1=573ωLh=573∙25∙14600=2.09∙108

NH01 из таблицы 3.3 [1] NH01=19∙106

Т.к. NH01 меньше N1 то принимаем KHL1=1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса

где N2=573ωLh=573∙5.1∙14600=4.2∙107

NH02 из таблицы 3.3 [1] NH02=16.5∙106

Т.к. NH02 меньше N2 то принимаем KHL2=1

допускаемое напряжение

а) шестерня [σ]H01=1.8HBср+67=1.8∙285.5+67=580.9

б) колесо [σ]H02=1.8HBср+67=1.8∙248.5+67=514.4

допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [σ]H1=KHL1[[σ]H01=580.9

б) колесо [σ]H2=KHL2[[σ]H02=514.4

выбираем [σ]H=[σ]H2=514.4 Н/мм2

Допускаемые напряжения изгиба

а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни

где N1=573ωLh=573∙25∙14600=2.09∙108

NF0=4∙106

Т.к. NF0 меньше N1 то принимаем KFL1=1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса

где N2=573ωLh=573∙5.1∙14600=4.2∙107

NF0=4∙106

Т.к. NF0 меньше N2 то принимаем KFL2=1

допускаемое напряжение

а) шестерня [σ]F01=1.03HBср=1.03∙285.5=294.065

б) колесо [σ]F02=1.03HBср=1.03∙248.5=255.955

допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [σ]F1=KFL1[[σ]F01=294.065

б) колесо [σ]F2=KFL2[[σ]F02=255.955

выбираем [σ]F=[σ]F2=255.955 Н/мм2

4.2 Проектный расчет открытой передачи.

Межосевое расстояние

Выбираем стандартное число по таблице 13.15 [1] aw=205.

Делительный диаметр колеса

Ширина венца колеса

b2=ψaaw=0.3∙205=61.5 мм

Модуль зацепления

мм

принимаем m=2 мм

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

;

Фактическое межосевое расстояние

Основные геометрические размеры передачи

Основные размеры шестерни:

делительный диаметр мм

диаметр вершин зубьев da1=d1+2m=70+2∙2=74 мм

диаметр впадин зубьев df1=d1-2.4m=70-2.4∙2=65.2 мм

ширина венца b1=b2+4=63+4=67 мм

по таблице 13.15 [1] выбираем b1=60 мм

Основные размеры колеса

делительный диаметр мм

диаметр вершин зубьев da2=d2+2m=340+2∙2=344 мм

диаметр впадин зубьев df2=d2-2.4m=340-2.4∙1,5=335.2 мм

ширина венца b2=ψaaw=0.3∙205=61.5 мм

по таблице 13.15 [1] выбираем b2=63 мм

4.3 Проверочный расчет открытой передачи.

Межосевое расстояние

aw=(d1+d2)/2=(70+340)/2=205 мм

Контактные напряжения зубьев

 Н/мм2

K=436 – вспомогательный коэффициент

Ft3=2∙Tвых∙103/d2=2∙504.32∙103/340=2966.6 Н

KHα=1 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями

KHv=1.03 – коэффициент динамической нагрузки

Напряжение изгиба зубьев колеса F

а) колесо

 Н/мм2

YF2=3.63 - коэффициент формы зуба колеса

Yβ=1 – коэффициент учитывающий наклон зуба

KFα=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

KFβ=1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба

KFv=1.20 – коэффициент динамической нагрузки

б) шестерня

YF1=3.75 - коэффициент формы зуба колеса

Страницы: 1, 2, 3