Курсовая работа: Особенности проектирования трехступенчатого цилиндрического редуктора

d2 = m z2 = 2,5 · 107 = 267,5 мм

da2 = d2 + 2m = 267,5 + 2 · 2,5 = 272,5 мм

dt2 = d2 – 2,5m = 267,5 – 2,5 · 2,5 = 261,25 мм_b2 = ψва · α1 = 0,4 · 180 = 72 мм

b1 = b2 + 5 = 72 + 5 = 77 мм

Коэффициент формы зуба: уF1 = 3,85, уF2 = 3,55 [1].

Усилия в зацеплении:

окружное:

Ft1 = Ft2 = 2М1 / d1 = 2 · 200 / 0,085 = 4706 H

радиальное:

Fr1 = Fr2 = Ft1 · tgα = 4706 · tg 20° = 1713 H

[σF1] / уF1 = 294 / 3,85 = 76 МПа; [σF2] / уF2 = 256 / 3,55 = 72 МПа

72<76 – следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки:

КF = КFβ · KFV = 1,04 · 1,25 = 1,3

КFβ = 1,04 [1], KFV = 1,25 [1].

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

σF2 = Ft2 · КF · уF2 / b2 · m = 4706 · 1,3 · 3,55 / 72 · 2,5 = 120 МПа<[σ]F2 = 256 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Напряжение изгиба при перегрузке:

σFmax = σF · Мmax / Мном = 120 · 2,2 = 264 < [σFmax] = 681 МПа

[σFmax] = 2,74НВ2 = 2,74 · 248,5 = 681 МПа

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σН2 = = = 432 МПа < [σ]Н2=514 МПа

КН = КНα· КНβ · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КНα = 1; КНβ = 1; КНV = 1,05 [1].

Проверка контактных напряжений при перегрузке:

σmax = σН · = 432 · = 642 МПа < [σНпр] = 1674 МПа

[σНпр] = 3,1 · σТ = 3,1 · 540 = 1674 МПа

Окружная скорость в зацеплении: