2.5.1 Цилиндрические зубчатые передачи
Прямозубые колёса (около 70%) применяют при невысоких и средних скоростях, когда динамические нагрузки от неточности изготовления невелики, в планетарных, открытых передачах, а также при необходимости осевого перемещения колёс.
Косозубые колёса (более 30%) имеют большую плавность хода и применяются для ответственных механизмов при средних и высоких скоростях.
Шевронные колёса имеют достоинства косозубых колёс плюс уравновешенные осевые силы и используются в высоконагруженных передачах.
Колёса внутреннего зацепления вращаются в одинаковых направлениях и применяются обычно в планетарных передачах.
Выбор параметров цилиндрических зубчатых передач обусловлен конструктивными и технологическими условиями.
Передаточное отношение U определяется соотношением угловых скоростей (ω) или частот вращения (n) ведомого и ведущего колёс U = ω1 / ω2 = n1 / n2.
Здесь и далее индексы 1 и 2 расставлены в порядке передачи механической энергии 1- ведущее (шестерня), 2- ведомое (колесо). Учитывая, что в зацепление входят колёса с одинаковым модулем (ГОСТ 9563-60), можно задавшись числом зубьев шестерни Z1 найти число зубьев колеса
Z2 = U * Z1.
Передаточное число U ограничено габаритами зубчатой передачи.
Его рекомендуется принимать в диапазоне от 2 до 6. Нормальный ряд значений U стандартизирован в ГОСТ 2185-66.
Ширина колеса задаётся обычно коэффициентом ширины Ya= b / Aw , где b – ширина венца; Aw – межосевое расстояние (ГОСТ 2185-66).
2.5.1Геометрические и кинематические параметры:
-цилиндрическая прямозубая передача
- цилиндрическая косозубая и шевронная передачи
-коническая с прямым зубом
Определяем потребляемую двигателем мощность (расчетную мощность):
Рдв. потр = Рвых / ηобщ,
где Рвых – потребляемая мощность на валу рабочей машины, кВт.
Рдв. потр = 9,92 / 0,913 = 10,865 кВт.
Определяем частоту вращения вала двигателя: nдв = u nвых,
Примечание: допускается перегрузка по мощности двигателя до 5–8 % при постоянной нагрузке и до 10–12 % – при переменной [2,5].
Определяем частоты вращения валов привода:
– частота вращения вала электродвигателя и ведущего вала редуктора: nдв.ас = n1
– частота вращения ведомого вала редуктора и вала рабочей машины: n2 = nвых = n1 / u
Определяем мощности на валах привода:
– потребляемая мощность электродвигателя Рдв. потр = 10,865 кВт;
– мощность на ведущем валу редуктора Р1 = Рдв. потр · ηм · ηп, кВт;
– мощность на ведомом валу редуктора Р2 = Р1 · ηз · ηп кВт;
– мощность на валу рабочей машины Рвых = Р2 · ηм
Определяем вращающие моменты на валах привода:
– момент на валу электродвигателя Тдв = 9,55 · Рдв. потр / nдв
– момент на ведущем валу редуктора Т1 = 9,55 · Р1 / n1
– момент на ведомом валу редуктора Т2 = 9,55 · Р2 / n2
– момент на валу рабочей машины Твых = 9,55 · Рвых / nвых
Геометр
Ориентировочное значение межосевого расстояния [6, с. 332; 7, с. 57]
Нормальный модуль при принятой термообработке колес рекомендуется выбирать из диапазона
mn = (0,01–0,02) аw
Рабочая ширина колеса
b2 = ψba · аw
ширина шестерни
b1 = b2 + (2–7) мм
Угол наклона зубьев для косозубого зацепления без смещения рекомендуется β = 7–18°.
Предварительно приняв коэффициент осевого перекрытия εβ = 1 определим минимальный угол наклона зубьев:sin β = π · mn εβ / b2;
Величиной угла β можно задаться, например, β = 10°.
Суммарное число зубьев [2, с. 13] z∑ = (2 · аw · cos β) / m .
Принимаем z∑ = z1 + z2
Определим числа зубьев шестерни z1 и колеса z2.
z1 = z∑ / (u +1)
z2 = z∑ – z1 .
Фактическое передаточное число uф = z2 / z1.
∆u = (uф – u) / u · 100 %
Для того, чтобы вписать косозубую цилиндрическую передачу в заданное межосевое расстояние аw = 125 мм при принятых числах зубьев зубчатых колес, уточним угол наклона зубьев:
cos β = m (z1 + z2)/(2 · аw);
Определим делительные диаметры, диаметры вершин и впадин зубьев зубчатых колес:
d1 = m · z1 / cos β
d2 = m · z2 / cos β
dа1= d1 + 2 · m
dа2 = d2 + 2 · m
df1= d1 – 2,5 · m
df2 = d2 – 2,5 · m
Выполним проверку межосевого расстояния: аw = (d1 + d2) / 2