- •1. Анализ кинематической схемы
- •2. Кинематический расчет привода
- •3. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений
- •3.1 Зубчатые передачи
- •4. Расчет зубчатых передач редукторов
- •4.1 Проектный расчет.
- •5.Нагрузки валов редуктора
- •5.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач
- •6. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора
- •6.1 Выбор материала валов
- •6.2 Выбираем допускаемые напряжения на кручение
- •6.3 Определение геометрических параметров ступеней валов
- •6.4 Предварительный выбор подшипников качения
- •7. Расчетная схема валов редуктора
- •8. Проверочный расчет подшипников
- •8.1 Определение эквивалентной динамической нагрузки подшипников
- •9. Проверочный расчет валов
- •10. Конструирование корпуса редуктора
- •11. Выбор смазки редуктора
- •12. Расчет шпоночного соединения
- •13.Проверочный расчет шпонок
- •Выбор муфты
4. Расчет зубчатых передач редукторов
Выполнить проектный расчет редукторной пары.
Выполнить проверочный расчет редукторной пары.
Расчет зубчатой закрытой передачи производится в два этапа: первый расчет – проектный, второй – проверочный. Проектный выполняется по допускаемым контактным напряжениям с целью определения геометрических параметров редукторной пары. В процессе проектного расчета задаются целым рядом табличных величин и коэффициентов; результаты некоторых расчетных величин округляют до целых или стандартных значений; в поиске оптимальных решений приходится неоднократно делать перерасчеты. Поэтому после окончательного определения параметров зацепления выполняют проверочный расчет.
4.1 Проектный расчет.
Определяем главный параметр – межосевое расстояние аw, мм:
где Ка – вспомогательный коэффициент и для косозубых передач Ка=43,
-- коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 – для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах. Возьмем 0,32.
U =3,15 передаточное число редуктора.
Т2 – вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м.
= 514,3*106 допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее контактное напряжение, Н/мм2.
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев =1.
Определяем модуль зацепления m, мм:
где Кm = 5,8 для косозубых передач, вспомогательный коэффициент.
d2= делительный диаметр колеса.
b2= ширина венца колеса.
допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом.
берем по первому ряду 1,5.
Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:
Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса: для косозубых колес
округляем до целого значения.
Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:
Определяем число зубьев шестерни:
Определяем число зубьев колеса:
Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение от заданного u:
Определяем фактическое межосевое расстояние:
Определяем основные геометрические параметры передачи, мм.
Определяем делительный диаметр шестерни:
определяем делительный диаметр колеса:
определяем диаметр вершин зубьев шестерни:
определяем диаметр вершин зубьев колеса:
определяем диаметр впадин шестерни:
определяем диаметр впадин колеса:
определяем ширину венца колеса:
округляем до 28 мм,
определяем ширину венца шестерни:
Проверочный расчет
Проверяем межосевое расстояние:
Проверяем пригодность заготовок колес. Условие пригодности колес:
Диаметр заготовки шестерни :
Размер колеса закрытой передачи :
Проверяем контактные напряжения
где К- вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К = 376,
окружная сила в зацеплении.
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых определяется по графику в зависимости от окружной скорости колес
и степени точности передачи.
=1,121.
- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи и равен 1,03.
-коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба = 1. 514,9
Допускаемая недогрузка передачи не более 10% и перегрузка до 5%.
В нашем случае перегруз получился 0,194%, что в пределах допуска.
Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса , Н/мм2:
где m – модуль зацепления, мм; b2 – ширина зубчатого венца колеса, мм; Ft – окружная сила в зацеплении, Н.
КF зависит от степени точности передачи, определяемой по таблице. В нашем случае для 9-ой степени точности КF =1.
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колес =1.
- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи. В нашем случае =1,07.
и -коэффициент формы зуба шестерни и колеса. Определяется по таблице в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни :
=3,845.
и колеса:
=3,605.
отклонение составляет:
Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм
Проектный расчет |
||||
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
|
Межосевое расстояние аw |
83 |
Угол наклона зубьев |
12,60345о |
|
Модуль зацепления m |
1,5 |
Диаметр делительной окружности: Шестерни d1 Колеса d2 |
39,8 125,5 |
|
Ширина зубчатого венца: Шестерни b1 Колеса b2 |
31 28 |
|||
Число зубьев: Шестерни z1 Колеса z2 |
26 82 |
Диаметр окружности вершин: Шестерни da1 Колеса da2 |
42,8 128,5 |
|
Вид зубьев |
|
Диаметр окружности впадин: Шестерни df1 Колеса df2 |
36,2 121,9 |
|
Проверочный расчет |
||||
Параметр |
Допускаемые значение |
Расчетные значения |
Примечание |
|
Контактные напряжения Н/мм2 |
514,3 |
515 |
0,194 |
|
Напряжения изгиба, Н/мм2 |
|
Не считаем |
|
|
|
256 |
113,6 |
55,6 |