Расчет двухступенчатых цилиндрических редукторов

(3.3)

где Lh – расчетный срок службы передачи.

NК1 = 60∙1477∙2000=17,7∙107

NК2 = 60∙369,25∙2000=4,43∙107

Определяем базовый предел контактной выносливости из формулы (3.4) для шестерен быстроходной и тихоходной ступени

= 2 НВ + 70 (3.4)

= 2∙280 + 70 = 630 Н/мм2 ;

для колес

= 2∙260 + 70 = 590 Н/мм2 .

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость определяются по формуле:

(3.5)

. Принимаем SH=1,1÷1,2, SH=1,1.

Выбираем допустимое =536,36 МПа.

Производим расчет на прочность тихоходной ступени как более нагруженной.

= НВ + 260(3.5)

= 280 + 260=540 МПа

= 260 + 260=520 МПа

Делительный диаметр шестерни d1 (мм) определяется из условия обеспечения контактной прочности по формуле

,(3.6)

где Kd – вспомогательный коэффициент, МПа1/3;

Kd=770 – для стальных прямозубых колес;

Kd=675 – для стальных косозубых и шевронных колес;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; Т2Н – передаваемый крутящий момент на числа тех, число циклов действия которых превышает 0,03 NHE, Н·м (NHE – эквивалентное число циклов перемены напряжений); - допускаемое контактное напряжение, МПа.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле:

aw=Ка(u+1)(3.5)

где для косозубых колёс Ка=43, а передаточное отношение редуктора uр=4.

yab—коэффициент ширины колеса. Принимаем для косозубых колёс коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию yab ==0.2 стр.157 /8/. где =1,09.

aw==150,1 мм, принимаем 150 мм.

Рабочая ширина тихоходной ступени

Принимаем =30 мм.

Для определения остальных диаметров зубчатых колес необходимо найти модуль, ориентировочное значение которого можно вычислить по формуле

(3.8)

Определяем модуль зацепления по формуле (3.8):

=25 (табл. 9.5 [3]). Принимаем m=2 мм.

Принимая , определяем угол наклона зубьев:

(3.9)

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

ZΣ=(3.10)

ZΣ=146,7 принимаем ZΣ=147.

Уточняем угол наклона зубьев:

сosβ=(3.11)

сosβ=0,913

Тогда угол β=11028’.

Определяем действительное число зубьев шестерни:

(3.12) =29,4

Принимаем Z1=30

Число зубьев колеса:

Z2=ZΣ-Z1 (3.13)

Z2=147-30=117

Уточняем диаметры:

(3.12)

Уточняем межосевое расстояние:

(3.13)

Диаметры колёс:

(3.15)

(3.16)

Производим проверочный расчет по контактным напряжениям, для чего определяем:

окружную силу

(3.17)

Н

(3.18)

Н

окружную скорость определим по формуле

(3.19)

По таблице 9.10 [1] назначаем 9-ю степень точности. По таблице 9.9 [1] g0=73, по таблице 9.7 [1] δН=0,002. Удельная окружная динамическая сила по формуле (3.20).

(3.20)

где δН – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев. Значения δН при расчете на контактные и изгибные напряжения различны; g0 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса; v – окружная скорость, м/с.

 Скачать реферат