Главное меню

Карта сайта
Главная
Курсовые работы
Отчеты по практикам
Лабораторные работы
Методические пособия
Рефераты
Дипломы
Лекции



Разработка конструкции редуктора

 

Расчет зубчатого редуктора

Определение допускаемых напряжений

Расчет зубчатых колес редуктора производится из условий обеспечения прочности зубьев по контактным напряжениям

Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость

где - предел контактной выносливости поверхностей зубьев, МПа;

Sн- коэффициент безопасности; Zн- коэффициент долговечности.

Приближенное значение предела контактной выносливости при заданной твердости поверхности зубьев НВ ≤ 350 (HB=220) определяют из выражения

=2HB+70

При заданной долговечности редуктора L = 10000 ч величина Zн = 1, а ко­эффициент безопасности зависит от термообработки зубчатых колес. При нор­мализации или улучшении рекомендуется значение Sн = 1,1.

2*220+70=510 МПа.

463 МПа.

Расчет цилиндрической косозубой передачи

Межосевое расстояние определяется по формуле, мм

где Eпр - приведенный модуль упругости материала зубчатых колес,

(Eпр = 2,1 * 105 МПа); Т2 - вращающий момент на колесе, Н*мм;

T2=106* Н*мм

Здесь: P2=Pэл*ηрп*ηр – мощность, передаваемая колесом, кВт; ω2 - угловая скорость вращения колес, ω2 = ωкр=9.2 рад/c;

Р2=2.647*0.94*0.96=2.389 кВт.

К Hβ - коэффи­циент концентрации нагрузки, = 1... 1,15; - коэффициент ширины ко­леса относительно межосевого расстояния = 0,3 .. .0,5.

aw==124.64 мм.

Величина межосевого расстояния aw округляется до ближайшего значения

из ряда Ra 40 по ГОСТ 6636-69 (Ra 40...80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 120; 125; 130 мм, далее через 10 до 260).

aw=125 мм.

Приближенное значение нормального модуля определяется из выражения mn===2.0мм.

где b2 - ширина зубчатого колеса, мм; b2 = Ψba*aw=0.4*125=52 мм.

- коэффициент ширины колеса по модулю, = 20.. .30=26

Величина модуля mn округляется до ближайшего большого значения (по ГОСТ 9563-60 mn = 1; 1,25; 1,5; 2; 2,25; 3; 3,5; 4; 4,5; 6; 8; 10).

mn=2 мм.

Для силовых передач рекомендуется принимать mn > 1,5 мм.

Предварительно угол наклона зуба β рассчитывают по формуле

sinβ===0.1449

где - коэффициент осевого перекрытия, рекомендуется принять = 1,2.

Значение угла β наклона зуба принимается в пределах 8o ≤ β ≤20 o.

=arcsin 0.1449=8o33/- подходит.

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Zc=

Полученное значение Zc округляем в меньшую сторону до целого числа.

Число зубьев шестерни

Z1=

Полученное значение zc округляется до ближайшего целого.

Число зубьев колеса =128.63-20.32=108.31

Уточняем фактическое передаточное отношение редуктора uрф=

Окончательное значение угла β (с точностью до 1') определяем по формуле

cosβ= =0.9895

=arccos 0.9895=8o31/

Диаметры делительных окружностей шестерни и колеса, мм,

d1=

d2=

Проверяем межосевое расстояние: aw=мм.

Ширина шестерни b1 = b2 + 5...6 мм.

b1 = b2 + 5...6=52+5=57 мм.