Редуктор двухступенчатый соосный двухпоточный с внутренним зацеплением тихоходной ступени (стр. 2 из 5)

;

мм;

Определяем окружные скорости колес

;

м/с.

Назначаем точность изготовления зубчатых колес - 7F [2,c.32].

Определяем силы в зацеплении [4, табл.6.1]: окружная

(3.7)

;

Н;

Таблица 2

Параметры зубчатой передачи тихоходной ступени

Параметр	Шестерня	Колесо
mn, мм	1
ha, мм	1
ht, мм	1,25
h, мм	2,25
с, мм	0,375
z	24	164
d, мм	24	164
dа, мм	26	162
df, мм	21,5	166,5
b, мм	50	54
аW, мм	70
v, м/с	0,23
Ft, Н	531
Fr, Н	193

радиальная

; где α=20° - угол зацепления; (3.8)

;

Н;

Осевые силы в прямозубой передачи отсутствуют.

Все вычисленные параметры заносим в табл.2.

3.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям

Проверку контактных напряжений производим по формуле {4, c.64]:

; (3.9)

где: - К - вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач К=436;

Ft =531Н (табл.2);

U2=5;

КНα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес КНα =1;

КНβ - см. п.3.1;

КНυ - коэффициент динамической нагруки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, КНυ =1,04 [4, табл.4.3].

(3.10)

Определяем ∆σН

;

недогрузки, что допускается.

3.3 Проверочный расчет зубьев на изгиб

Расчетные напряжения изгиба в основании ножки зубьев колеса и шестерни [4, с.67]:

; (3.11)

; (3.12)

где: КFβ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев КFβ =1;

КFv - коэффициент динамической нагруки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, КНυ =1,1 [4, табл.4.3] ;

YF1 и YF2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, YF1 =3,9, YF2 =3,61 [4, табл.4.4].

Подставив значения в формулы (3.11) и (3.12), получим:

;

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.

Определяем ∆σF

;

Все вычисленные параметры проверочных расчетов заносим в табл.3.

Таблица 3

Параметры проверочных расчетов

Параметр	Обозн.	Допускаемое	Расчетное	Недогрузка(-) или перегрузка(+)
Контактное напряжение, МПа	σН	482,7	435	-10%
Напряжение изгиба, МПа	σF1	281	59,4	-79%
Напряжение изгиба, МПа	σF2	257	55	-78%

4. Расчет быстроходной ступени привода

Межосевое расстояние для быстроходной ступени с учетом того, что редуктор соосный и двухпоточный, определяем половину расстояния тихоходной ступени:

а=d2-d1;

а=84-14=70мм.

Из условия (3.2) принимаем модуль mn=1,5мм

Определяем суммарное число зубьев по формуле (3.12) [1,c.36]:

zΣ=2а/mn;

zΣ=2·70/1,5; zΣ=93,3

Принимаем zΣ=94.

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [2,c.37]:

z1= zΣ/(U1+1); z1=94/(2,5+1); z1=26,1; принимаем z1=26.

Тогда

z2= zΣ-z1=94-26=68

Фактическое передаточное соотношение U1=68/26=2,6

Отклонение передаточного числа от номинального незначительное.

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.17) [2,c.37]:

d1=mn·z1=1,5х26=39мм;

d2=mn·z2=1,5х68=102мм;

Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам [2,c.37]:

;

мм;

;

мм;

;

мм;

;

мм;

;

мм;

;

мм;

;

мм

;

мм;

;

мм;

Определяем окружные скорости колес

;

м/с.

Назначаем точность изготовления зубчатых колес - 7А [2,c.32].

Определяем силы в зацеплении (3.7, 3.8):

окружная

;

Н;

радиальная

;

Н.

Осевые силы в прямозубой передачи отсутствуют.

Все вычисленные параметры заносим в табл.4.

Таблица 4

Параметры зубчатой передачи быстроходной ступени

Параметр	Шестерня	Колесо
mn, мм	1,5
ha, мм	1,5
ht, мм	1,875
h, мм	3,375
с, мм	0,375
z	26	68
d, мм	39	102
dа, мм	42	105
df, мм	35,25	98,25
b, мм	22	25
аW, мм	70
v, м/с	1,4
Ft, Н	166,7
Fr, Н	60,7

Учитывая, что геометрические параметры быстроходной ступени незначительно отличаются от тихоходной, выполнение проверочных расчетов нецелесообразно.

5. Проектный расчет валов редуктора

По кинематической схеме привода составляем схему усилий, действующих на валы редуктора по закону равенства действия и противодействия. Для этого мысленно расцепим шестерни и колеса редуктора, при этом дублирующий вал не учитываем.