Курсовая работа: Проектирование одноступенчатого редуктора

где К_Hβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (определяется по графикам в зависимости от схемы передачи, Y_bd и твердости зубьев);

К_FV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении.

К_Hβ = 1,4;(стр. 18 из [2])

К_FV = 1+( ω_FV /ω_Ftp ); (2.35.)

ω_FV - удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

ω_Ftp - удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации,

Н/мм;

ω_FV = σ_F *g₀ *u*(a_w /u); (2.36.)

где σ_F - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи;(стр. 19 из [2])

ω_Ftp = (1320,3/60)*1,1=24,20 (Н/мм);

ω_FV = 0,006*73*1,8* (125/4,14)^1/2 =2,4 (Н/мм);

К_FV = 1+2,4/24,20=1,09;

ω_Ft = (1320,3/60)*1,1*1,09=26,38 (Н/мм);

σ_F = 3,62*0,79*(26,38/1,5) = 50,3<205 (МПа);

Проверочные расчеты показали, что контактная и изгибная прочности соблюдаются.

2.9 Определение усилии зубчатого зацепления

Силы взаимодействия между зубьями необходимо знать для расчета валов. Эти силы удобно задавать в виде составляющих по осям координат. Система координат имеет начало в полюсе зацепления на середине ширины зубчатых венцов. Ее оси направлены вдоль окружной скорости, перпендикулярно оси зубчатого колеса и вдоль оси зубчатого колеса и вдоль оси зубчатого венца.

В зацеплении косозубых зубчатых колес действуют силы:

1.окружная Ft=1320,3 (Н),

2.радиапьная F_г = (F_t *tg a_w )/ cos β (2.38.)

a_w - угол зацепления, равный для передач без смещения 20°(стр. 20 из [2]).

F_г =(1320,3*tg 20°)/ cos 30,23°=554,7(Н);

3.Расчет валов

3.1 Ориентировочный расчет валов

Определяем диаметр выходного конца вала редуктора (величину, кратную 2) из расчета на прочность при кручении по заниженным допускаемым касательным напряжениям согласно ГОСТ 6636 - 69:

[τ_кр ] = 20-40 МПа (стр. 7 из [3])

Выбираем значение 20 МПа и рассчитываем диаметр выходного конца быстроходного вала по формуле: