Курсовая работа: Редуктор двухступенчатый соосный

МПа

Так как МПа (табл. 2.6, [1]), то условие < выполняется.

Определение коэффициента нагрузки

По рекомендациям стр. 21 и 24 ([1]) принимаем для 7–9 степени точности зубчатых колес и соосной схемы редуктора:

– коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость = 1,75;

– коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость = 1,8.

Проектирование зубчатой передачи

1) Определение предварительного значения межосевого расстояния производим по формуле:

, мм

Здесь: Т₂ – номинальный вращающий момент на валу колеса, Н×м;

U – передаточное число;

К_Н – коэффициент расчета на контактную выносливость;

y_ba – коэффициент ширины зубчатых колес передачи, y_ba = 0,4 (см. табл. 2.9 с. 18, [1]);

– допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость, МПа.

Тогда:

мм

По табл. 3.2 (с. 22, [1]) принимаем а_w = 100 мм.

2) Определение рабочей ширины зубчатых колес.

Рабочая ширина колеса: мм (в соответствии с ГОСТ 6636–69).

Ширина шестерни: b₁ = b₂ + (2…4) = 40 + 4 = 44 мм. По ГОСТ 6636–69 принимаем b₁ = 45 мм.

3) Определение ориентировочного значения модуля производим по формуле:

m = (0,01…0,02)×а_w = 1,0…2,0 мм.

По табл. 3.3 (с. 22, [1]) принимаем m = 2 мм.

4) Суммарное число зубьев:

5) Число зубьев зубчатых колес:

шестерни , принимаем z₁ = 22

колеса = 100 – 22 = 78

6) Определяем фактическое значение передаточного числа: