Пояснительная записка к курсовому проекту по ТММ Расчет редуктора (стр. 2 из 4)
Находим точное значение угла b:
| b = 160 35/ |
cosb = mn*Z1(uз+1)/2aw = 2,5*23*6/360 = 0,9583
| mt = 2,61 мм |
3.6 Определяем размер окружного модуля mt:
mt = mn/cosb =2,5/cos160 35/ = 2,61 мм
3.7 Определяем делительные диаметры d, диаметры вершин зубьев da, и диаметры впадин df шестерни и колеса:
шестерняколесо
d1 = mt*Z1 = 2,61*23 = 60 мм d2 = mt*Z2 = 2,61*115 = 300 мм
da1 = d1+2mn = 60+2*2,5 = 65 мм da2 = d2+2mn = 300+5 = 305 мм
df1 = d1-2,5mn = 60-2,5*2,5 = 53,75 мм df2 = d2-2,5mn = 300-2,5*2,5 = 293,75 мм
| d1 = 60 мм d2 = 300 ммda1 = 65 мм da2 = 305 ммdf1 = 53,75 мм df2 = 293,75 мм |
3.8 Уточняем межосевое расстояние:
aw = (d1+d2)/2 = (60+300)/2 = 180 мм
3.9 Определяем ширину венца зубчатых колес b:
b = ya*aw = 0,4*180 = 72 мм
принимаемb2 = 72ммдля колеса,b1 = 75 мм
| Vп= 1,08 м/с |
3.10 Определение окружной скорости передачи Vп:
Vп= p*n2*d1/60 = 3,14*343,84*60*10-3/60 = 1,08 м/с
По таблице 2 выбираем 8-мую степень точности
| Ft = 3,04*103 Н |
3.11 Вычисляем окружную силу Ft:
Ft = Pтр/Vп = 3286/1,08 = 3,04*103 Н
| Fa = 906,5 H |
Осевая сила Fa:
Fa = Ft*tgb = 3,04*103*tg160 36/ = 906,5 H
| Fr = 1154,59 H |
Радиальная (распорная) сила Fr:
Fr = Ft*tga/cosb = 3040*tg200/cos160 36/ = 1154,59 H
3.12 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев:
| ZH» 1,7 |
ZH» 1,7при b = 160 36/ по таб. 3
| ea = 1,64 |
ZM = 274*103Па1/2 по таб. П22
ea»[1,88-3,2(1/Z1+1/Z2)]cosb = 1,64
| Ze = 0,7 |
| ZM = 274*103Па1/2 |
Ze = 
= 
= 0,78
eb = b2*sinb/(pmn) = 72*sin160 36//3,14*2,5 = 2,62 > 0,9
по таб. П25 KHb = 1,05
по таб. П24KHa = 1,05
| KH = 1,11 |
по таб. П26 KHV = 1,01
коэф. нагрузки KH = KHb*KHa*KHV = 1,11
| GH = 371,84 МПа |
3.13 Проверяем контактную выносливость зубьев:
GH=ZH*ZM*Ze 
=1,7*274*103*0,78*968,16=351,18 МПа << GHP=420МПа
3.14 Определяем коэф.
по таб. П25 KFa = 0,91
по таб. 10 KFb = 1,1
KFV = 3KHV-2 = 3*1,01-2 = 1,03 KFV = 1,03
| KF = 1,031 |
Коэф. нагрузки:
KF = KFa * KFb * KFV = 0,91*1,1*1,03 = 1,031
Вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:
Z  = 26,1 |
Z  = 131 |
Z = Z1/cos3b = 23/0,9583 = 26,1
Z = Z2/cos3b = 115/0,9583 = 131
По таб. П27 определяем коэф. формы зуба шестерни Y 
»3,94 при Z = 26
По таб. П27 определяем коэф. формы зуба колеса Y 
» 3,77 при Z = 131
Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе:
G 
/Y = 130/3,94 = 33 МПа
G 
/Y = 110/3,77 = 29,2 МПа
| Yb = 0,884 |
Найдем значение коэф. Yb:
Yb = 1-b0/1400 = 0,884
3.15 Проверяем выносливость зубьев на изгиб:
GF = YF*Yb*KF*Ft/(b2mn) = 3,77*0,884*1,031*3040/(72*2,5) = 58 МПа << G
4. Расчет валов.
Принимаем [tk]/ = 25 МПа для стали 45 и [tk]// = 20 МПа для стали 35
| dВ1= 28 мм |
4.1 Быстроходный вал
d  = 32 мм |
d ³ 
= 2,62*10-2м принимаем по ГОСТу dВ1= 28 мм
d  = 35 мм |
принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d = 32 мм
d  = 44 мм |
принимаем диаметр вала под подшипник d = 35 мм
принимаем диаметр вала для буртика d = 44 мм
4.2 Тихоходный вал:
| dВ2= 50 мм |
d  = 54 мм |
d ³ 
= 4,88*10-2м принимаем по ГОСТу dВ2= 50 мм
d  = 55 мм |
принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d = 54 мм
принимаем диаметр вала под подшипник d = 55 мм
d  = 60 мм |
принимаем диаметр вала для колеса d = 60 мм
d  = 95 мм |
4.3 Конструктивные размеры зубчатого колеса:
диаметр ступицы d » (1,5…1,7) d = 90…102 мм
| lст = 75 мм |
длина ступицы lcт»(0,7…1,8) d = 42…108 мм
| d0 = 7мм |
толщина обода d0» (2,5…4)mn = 6,25…10 мм
| е = 18 мм |
Колесо изготовляем из поковки, конструкция дисковая.
Толщина e » (0,2…0,3)b2 = 14,4…21,6 мм
| G-1 = 352 МПа |
4.4 Проверка прочности валов:
Быстроходный вал: G-1 » 0,43G 
= 0,43*820 = 352 МПа
4.5 Допускаемое напряжение изгиба [GИ]-1при [n] = 2,2 Ks = 2,2 и kри = 1:
| [GИ]-1 = 72,7 МПа |
[GИ]-1 = [G-1/([n] Ks)] kри = 72,7 МПа