Определение основных размеров передачи
Начальный диметр шестерни dw равен:
dw=Kd·(T·KH´·(U+1)/U)/ψBD·[σH]²)1/3 ,
где ψBD – коэффициент ширины зубчатого венца относительно диаметра шестерни, ψBD=0,7;
KH´ - коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям, KH´=1,3;
T2= 0.084·106 Н·мм;
U=3,04;
[σH]=463.64 МПа;
KD=77;
Получаем:
Рабочая ширина
зубчатого венца:
Окружная скорость:
Коэффициент
динамической нагрузки:
Эффективное
значение коэффициента неравномерности
распределения нагрузки по ширине
зубчатого венца:
,
где
-
начальное значение коэффициента
неравномерности распределения нагрузки
по ширине зубчатого венца,
(табл.7). Следовательно:
Величина недогрузки по контактным напряжениям:
Модуль зацепления шестерни:
,
где KF- коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям,
;
YF,YB – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса,
;
.
тогда
.
Так как минимальное
допустимое значение модуля
,
принимаем
.
Число зубьев
шестерни:
,
где
-угол
наклона зубьев. Для прямозубой передачи
.
Тогда:
.
Число зубьев
колеса:
.
Межосевое
расстояние:
Геометрический расчет цилиндрической передачи
Угол профиля зуба
в торцевом сечении:
.
Угол зацепления
в торцевом сечении:
,
где
,
.
Угол наклона зуба на основном цилиндре:
.
Коэффициенты смещения исходного контура:
,
назначим
и
,
тогда
.
Делительные диаметры шестерни и колеса равны соответственно:
.
Основные диаметры шестерни и колеса равны соответственно:
Начальные диаметры шестерни и колеса равны соответственно:
Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса равны соответственно:
Углы при вершине зубьев шестерни и колеса соответственно:
.
Коэффициент торцевого перекрытия:
.
Коэффициент
осевого перекрытия:
.
Проверка прочности цилиндрической передачи
Расчет коэффициентов нагрузки:
.
Проверка контактной прочности передачи:
Коэффициент,
учитывающий торцевое перекрытие при
расчете по контактным напряжениям:
;
Коэффициент, учитывающий геометрию контактирующих тел:
.
Контактное напряжение в зубьях:
.
Проверка изгибной прочности передачи:
Эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса соответственно:
.
(табл.12).
Напряжения изгиба зуба шестерни и колеса соответственно:
.
Величина недогрузки по изгибным нагружениям:
.
Расчет тихоходной цилиндрической передачи выполнялся так же и на компьютере, результаты в приложении А.
Расчет быстроходной цилиндрической передачи выполнялся только на компьютере, результаты в приложении Б.
Определение диаметров валов
Диаметр вала d можно определить по формуле:
Таким образом:
,
так как
,
принимаем
.
Подбор подшипников
Для вала №1 выбираем однорядный радиальный шарикоподшипник №206.
d=30 мм.
D=62 мм.
В=16 мм.
Для вала №2 выбираем однорядный радиальный шарикоподшипник №206.
d=30 мм.
D=62 мм.
В=16 мм.
Для вала №3 выбираем однорядный радиальный шарикоподшипник №208.
d=40 мм.
D=80 мм.
В=18 мм.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В данной курсовой работе был осуществлен кинематический и энергетический расчет двухступенчатого редуктора, расчет цилиндрических тихоходной и быстроходной ступеней; определены диаметры валов, подобраны подшипники. Построен компоновочный чертеж редуктора. Расчеты осуществлялись вручную, и с использованием компьютерной программы.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
-
Решетов Д. Н. Детали машин. М.: Машиностроение, 1989.
-
Подшипники качения. Справочник. М.: Машиностроение, 1984.
-
Жильников Е. П. Тихонов А. Н. Расчет на прочность цилиндрической зубчатой передачи на ЭВМ: Методические указания. Самара, 1996.