Читайте также:
|
Проектный расчет.
1. Определяем главный параметр - межосевое расстояние аω, мм
аω≥Ка(u+1)3√Т2*103/ψаuоп2[δ]2H*(KHβ)
а) Ка=49,5 б) ψа=0,28 в) uоп=4,2 г) Т2=271 Н*м
д) [δ]H=366,36Н/мм2 е) KHβ=1
аω≥49,5(4,2+1)3√271*103/0,28*(4,2)2*(366,36)2*1=187,9
100≥89,5 аω=187,9
2. Определяем модуль зацепления m, мм
m≥2КmТ2*103/d2в2[δ]F
а) Кm=6,8 б) в2= ψааω=57,6 в) d2= 2аωu/u+1=332,6
г) [δ]F=257,5 д) аω=187,9, Т2=271, u=4,2, ψа=0,28
m≥2*6,8*271*103/187,9*57,6*257,5=1,32
2≥ 1,32m=2
4. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых передач
zΣ=z1+z2=2аω/m=187,9
5.Уточняем угол наклона зубьев βmin для косозубых передач
β=arccos zΣm/2аω=10
6. Определяем число зубьев шестерни z1= zΣ/1+u=187,9/1+4,2=36,13
7. Определяем число зубьев колеса z2= zΣ- z1=187,9-36,13=151,77
8. Определяем фактическое передаточное число uф и проверить его отклонение Δu от заданного u
uф= z2/z1=151,77/36,13=4,2
Δu= ׀ uф-u ׀ /u*100=0 0<0,04 Условия соблюдаются
9. Определяем фактическое межосевое расстояние аω
аω= (z2+z1)m/2=(151,77+36,13)2/2=187,9
10. Определяем фактические геометрические параметры передачи, мм
Для шестерни для колеса
Делительный d1 =mz1/cosβ=72,98 d2 = mz2/cosβ=303,8476,98
Вершин зубьев da1= d1 +2m=76,98 da2 =d2 +2m=307,8
Впадин зубьев df1 =d1 -2,4m=68,18 df2=d2 -2,4m=299
Ширина венца в1= в2+2=54,6 в2= ψааω=52,6
Проверочный расчет
11. Проверяем межосевое расстояние аω= (d1+d2)/2=188
12. Проверяем пригодность заготовки колес
Dзаг≤Dпред Dзаг= da1+6мм=82,98 82,98≤125
Sзаг≤SпредSзаг= в2+4мм=56,6 56,6≤80
13. Проверяем контактные напряжения δH, Н/мм2
δH=К√Ft(uф+1)/d2в2*КНα КНβ КНv≤ [δ]H
а) К=436 б) Ft=2Т2*103/d2=1784,06 в)КНα=1 г) КНv=1,05
δH=340 340≤776,48 условия соблюдаются
14. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни δF1 и колеса δF2, Н/мм2
δF2 =ΥF2ΥβFt/ в2m КFαКFv КFβ≤ [δ]F2
δF1 = δF2ΥF1/ ΥF2≤[δ]F1
а) m=2 в2=28Ft=2075б) КFα=1в) КFβ=1 г) КFv=1,04
д) ΥF1=3,78 zv1=z1/cos3β=36,13
ΥF2=1,27zv2=z2/cos3β=151,77
е) Υβ=1 ж) [δ]F1=267,8>139,4[δ]F2=247,2>144,9
δF2=139,4δF1=144,9
Таблица 5.5. Параметры зубчатой цилиндрической передачи
| Проектный расчет | ||||
| Параметр | Значение | Параметр | Значение | |
| Межосевое расстояние aω | 187,9 | Угол наклонения зубьев β | 1 | |
| Модуль зацепления m | 2 | Диаметр делительной окружности: Шестерни d1 | 72,98 | |
| Ширина зубчатого венца: Шестерни в1 | 54,6 | |||
| Колеса d2 | 303,8 | |||
| Колеса в2 | 52,6 | |||
| Число зубьев: Шестерни z1 | 36,13 | Диаметр окружности вершин: Шестерни da1 | 76,98 | |
| Колеса z2 | 151,77 | |||
| Колеса da2 | 307,8 | |||
| Вид зубьев | прямозубая | Диаметр окружности вершин: Шестерни df1 | 68,18 | |
| Колеса df2 | 299 |
Проверочный расчет
| Параметр | Допускаемое значение | Расчетное значение | Примечания |
| Контактные напряжения σ, Н/мм2 | 776,48 | 601,68 |
| Напряжения изгиба, Н/мм2 | σF1 | 267,8 | 144,9 | |
| σF2 | 247,2 | 139,4 |
Задача 6. Нагрузки валов редукторов.
Силы в зацеплении закрытых передач
Цилиндрическая косозубая.
- Окружная на шестерне
Ft1= Ft2=2075
- Радиальная на шестерне
Fr1= Fr2=358,8
- Осевая на шестерне
Fa1= Fa2=470,6
- Окружная на колесе
Ft2=2T2*103/d2=2075
- Радиальная на колесе
Fr2=Ft2tgα/cosβ=358,8
- Осевая на колесе
Fa2=Ft2 tgβ=470,6
Задача 7. Разработка чертежа общего вида редуктора
Выбор материала валов
Марка стали 40Х
σВ=790 σТ=640 σ-1=375
Выбор допускаемых напряжений на кручение
[τ]k=10Н/мм2 –быстроходное [τ]k=20 Н/мм2-тихоходное
Дата добавления: 2014-12-20; просмотров: 124 | Поможем написать вашу работу | Нарушение авторских прав |