Читайте также:
|
Критерий технического уровня редуктора γ, кг.
γ =m\T2≈10…20%
m= (0,1…0,2)T2
m=(0,1…0,2)*829,07=82,9 кг
Проектный расчет закрытой зубчатой передачи.
5.1 Определяем главный параметр – межосевое расстояние aw, мм.
Ka - вспомогательный коэффициент. Для косозубой передачи – 43
ψa=b2/aw – коэффициент ширины венца колеса 0,28…0,36; ψa =0,36
u – передаточное число редуктора = 6.3
T2 – вращающий момент на тихоходном валу редуктора=829,07 Hм
[б]H – допускаемое контактное напряжение с менее прочным зубом=514,3 к Н/мм2
KHß - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба = 1.
a>189,31 мм
а=190 мм
Определяем модуль зацепления m, мм.
m≥2KmT2103/d2b2[б]f
Km – вспомогательный коэффициент - 5,8
d2 =2awu/(u+1) – делительный диаметр колеса;
d2 =2*190*6.3/(6.3+1)=327,945 мм
b2= ψaaw - ширина венца колеса;
b2=0,36*190=68,4 мм
[б]F – допускаемое напряжение изгиба материала с менее прочным зубом – 256 Н/мм2
m≥2*5,8*829,07*1000/327,945/68,4/256=1,67 мм
m=2 мм
5.3 Определяем угол наклона зубьев:
βmin=arcsin (3,5m/b2)
βmin=5°52'26"
5.4 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
Z∑=Z1+Z2=(2awcosβmin)/m
Z∑=189
Уточняем действительную величину угла наклона зубьев
β=arccos(Z∑m/(2aw))
β=5°52'51"
5.6 Определяем число зубьев шестерни:
Z1= Z∑/(1+u)
Z1=26
5.7 Определяем число зубьев колеса:
Z2= Z∑-Z1
Z2=163
5.8 Определяем фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение ∆u от заданного u:
uф= z2/ z1; ∆u=| uф -u|/u*100
uф=129/20=6.27
∆u=|6.45-6.3|/6.3*100=0,48%<4%
5.9 Определяем фактическое межосевое расстояние:
aw=(Z1+ Z2)*m/(2cosβ)
aw=190 мм
Определяем основные геометрические параметры передачи, мм.
d1=m*Z1* cosβ d2=m*Z2* cosβ делительный диаметр
da1=d1+2m диаметр вершин зубьев
df1=d1-2,4m; df2=d2-2,4m диаметр впадин зубьев
b1==b2+(2...4) b2= ψaawширина венца
Дата добавления: 2014-12-20; просмотров: 38 | Поможем написать вашу работу | Нарушение авторских прав |