Раздел 4 Расчёт зубчатых передач редукторов
Проектный расчёт
4.1 Определяем главный параметр – межосевое расстояние αω, мм:
αω≥Кα∙(u+1)∙(3√Т2∙103/ψα∙u2∙[δ]Н2∙КНβ), где
а) вспомогательный коэффициент – Кα=49,5;
б) коэффициент ширины венца колеса – ψα=0,3;
в) передаточное число редуктора – u=4.5;
г) вращающий момент на тихоходном валу редуктора – Т2=1254.23 Н/м;
д) допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом –[δ]Н=580,9 Н/мм2;
е) коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба – КНβ=1.
Полученное значение межосевого расстояния αω для нестандартных передач округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров.
αω≥49,5∙(4.5+1)∙(3√1254.23∙103/0,3∙4.52∙580,92∙1)=229.5≈230
4.2 Определяем модуль зацепления m, мм:
m ≥ 2∙Кm∙Т2∙103/d2∙b2b∙[δ]F, где
а) вспомогательный коэффициент – Кm=6,8;
б) делительный диаметр колеса d2=2∙αω∙u/(u+1)=2∙230∙4.5/(4.5+1)=376.36 мм
в) ширина венца колеса, мм – b2=ψα∙αω=0,3∙230=69 мм
г) допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом – [δ]F=294Н/мм2;
m ≥ 2∙6,8∙1254.23∙103/376.36∙6.9∙230=2.8
Полученное значение модуля m округляем в большую сторону до стандартного из ряда чисел: m=3 мм.
4.3 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
z∑=z1+z2=2∙αω /m=2∙230/3=150.
4.4 Определяем число зубьев шестерни:
z1=z∑/1+u=150/1+4.5=27.
4.5 Определяем число зубьев колеса:
z2=z∑ -z1=150-27=123.
4.6 Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение ∆u от заданного u:
uф=z2/z1=123/27=4.5;
∆u=|uф-u|/u∙100% ≤4% ∆u =|4.5-4.5|/4.5∙100%=0%≤4%
4.7 Определяем фактическое межосевое расстояние, мм:
αω=(z1+z2)∙m/2=(27+123)∙3/2=225.
4.8 Определяем основные геометрические параметры передачи, мм
Параметр |
Шестерня |
Колесо |
|
Диаметр |
делительный |
d1=m∙z1 =3∙27=81 |
d2=m∙z2 =3 ∙123=369 |
вершин зубьев |
da1=d1+2∙m=81+2∙3=87 |
da2=d2+2∙m=369+2∙3=375 |
|
впадин зубьев |
df1=d1–2,4∙m=90–2,4∙3=84.6 |
df2=d2–2,4∙m=375–2.4∙3=369,6 |
|
Ширина венца |
b1=b2+4=69+3=72 |
b2=ψα∙αω=0,3∙230=69 |
|
Проверочный расчёт
4.9 Проверяем межосевое расстояние:
αω=(d1+ d2)/2=(81+369)/2=230.
4.10 Проверяем пригодность заготовок колёс. Условие пригодности заготовок колёс:
Dзаг≤Dпред; Sзаг≤Sпред.
Диаметр заготовки шестерни Dзаг=da1+6мм=87+6=93 мм. Размер заготовки колеса закрытой передачи Sзаг=b2+4мм=69+4=73 мм. Размер заготовки колеса
открытой передач принимают меньший из двух Сзаг=0.5∙ b2=0.5∙69=34.5
Sзаг=8m=8.3=24
Предельные значения: Dпред=125 и Sпред=80. Неравенство выполняется.
4.11 Проверяем контактное напряжение δн
δн=К∙√Ft∙(uф+1)/d2b2∙Кнα∙Кнβ∙Кнυ ≤[δ]н, где
а) вспомогательный коэффициент К=436;
б) окружная сила в зацеплении Ft=2∙T2∙103/d2=2∙1254.23∙103/369=6797.9 Н;
в) коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями Кнα=1 который находим по графику в зависимости от окружной скорости колёс;
г) коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи Кнυ=1,25.
δн=436∙(√[6797.9∙(4+1)/369∙69]∙1∙1∙1,14) =566.8≤580,9.