Курсовая работа: Редуктор двухступенчатый соосный двухпоточный с внутренним зацеплением тихоходной ступени
; где α=20° - угол зацепления;
(3.8)
; Н;
Осевые силы в прямозубой передачи отсутствуют.
Все вычисленные параметры заносим в табл.2.
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.
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% |
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 |
Учитывая, что геометрические параметры быстроходной
ступени незначительно отличаются от тихоходной, выполнение проверочных расчетов
нецелесообразно.
По кинематической схеме привода составляем схему
усилий, действующих на валы редуктора по закону равенства действия и
противодействия. Для этого мысленно расцепим шестерни и колеса редуктора, при
этом дублирующий вал не учитываем.
Схема усилий приведена на рис.1.
Рис.2 Схема усилий, действующих на валы редуктора.
Из табл.1,2,4 выбираем рассчитанные значения:
Т1=3,4 Нм; Т2=8,5 Нм; Т3=42,5 Нм;
Ft1=166,7
Н; Ft2=1012 Н; Fr1=60,7 Н; Fr2=368
Н;
d1=39мм;
d2=102мм; d3=14мм; d4=84мм.
Fm1 и
Fm1 - консольные силы от муфт, которые равны [4, табл.6.2]:
; ;
Н; Н.
Rx и Ry - реакции опор, которые необходимо рассчитать.
Так как размеры промежуточного вала определяются
размерами остальных валов, расчет начнем с тихоходного вала.
Схема усилий действующих на валы редуктора представлена
на рис.2.
Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для
которой [2, табл.8.4] σв=730Н/мм2; Н/мм2; Н/мм2; Н/мм2.
Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой
из расчёта на чистое кручение [2,c.161]:
где [τк] =(20…25) МПа
Принимаем [τк] =20МПа.
; мм.
Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда
размеров Rа20 (ГОСТ6636-69): мм.
Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала
редуктора (рис.3), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение
допускается на 2…4мм и под буртик на 10мм.
Рис.3 Приближенная конструкция тихоходного вала
мм;
мм - диаметр под уплотнение;
мм - диаметр под подшипник;
мм - диаметр под колесо;
мм - диаметр буртика;
b4=25мм.
Учитывая, что осевых нагрузок на валу нет предварительно
назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные особо легкой серии по мм подшипник №106,
у которого Dп=55мм; Вп=13мм [4, табл. К27].
Страницы: 1, 2, 3
|