Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

5.1.Определяем главный параметр – межосевое расстояние a_w, мм.

 

,

 

а) K_a – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач K_a=43;

б) - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 – для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах;

в) u – передаточное число редуктора или открытой передачи, u=3;

г) Т₂ – вращающий момент на тихоходном валу при расчете редуктора, Н×м;

д) [s]_н – допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом;

е) К_нb - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев

К_нb=1.

 

мм

 

По ГОСТу 6636-69 «Нормальные линейные размеры» принимаем a_w=95мм.

5.2. Определяем модуль зацепления m, мм:

 

,

где а) К_m – вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К_m=5.8;

б) - делительный диаметр колеса, мм;

в) - ширина венца колеса, мм;

г) [σ]_F – допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм²;

мм

 

Принимаем стандартное значение m = 2мм.

 

мм

мм

5. 3. Определяем угол наклона зубьев :

 

 

=

5.4. Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса:

 

Принимаем

5.5. Уточняем действительную величину угла наклона зубьев:

 

 

 

5.6. Определяем число зубьев шестерни:

 

5.7. Определяем число зубьев колеса:

 

5.8. Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение Du от заданного u:

 

 

Du = 2.1 %

 

5.9. Определяем фактическое межосевое расстояние:

 

5.10. Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

 

Параметр	Шестерня	Колесо
Диаметр	Делитель - ный
Вершин зубьев
Впадин зубьев
Ширина венца

 

 

Проверочный расчет

5.11. Проверяем межосевое расстояние:

 

 

5.12. Проверяем пригодность заготовок колес. Условие пригодности заготовки колес:

D_заг ≤ D_пред , S_заг ≤ S_пред.

 

Диаметр заготовки шестерни

Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи

 

5.13. Проверяем контактные напряжения σ_Н, Н/мм²:

 

,

 

а) K – вспомогательный коэффициент, К=376;

б) - окружная сила в зацеплении, Н;

в) К_Нa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. К_Нa=1,16

 

г) К_Hv – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи. К_Hv=1.01

 

Н/мм²

 

σ_Н < [σ]_Н

 

5.14. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни σ_F1 и колеса σ_F2, Н/мм²:

;

,

где а) К_Fa=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

б) К_Fv=1.04 – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи;

в) K_Fβ=1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

г) Находим эквивалентные числа зубьев шестерни: и колеса ;

Затем находим коэффициенты формы зуба шестерни: и колеса

д) - коэффициент, учитывающий наклон зуба;

е) Н/мм², [σ]_F2=191.97 H/мм² - допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса.

 

 

 

 

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние aw		Угол наклона зубьев β	14.5
Модуль зацепления m		Диаметр делительной окружности: шестерни d1 колеса d2	44.5 155.5
Ширина зубчатого венца: шестерни b1 колеса b2
Число зубьев шестерни z1 колеса z2		Диаметр окружности вершин: шестерни da1 колеса da2	48.5 159.5
Вид зубьев	косые	Диаметр окружности впадин: шестерни df1 колеса df2	39.7 160.4

 

Проверочный расчет

 

Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечания
Контактные напряжения σН, Н/мм^2			-1.02%
Напряжение изгиба, Н/мм^2		145.9		-11.58%
	220.55	118.88	-46.1%

 

6. Расчет цепной передачи

6.1Определить шаг цепи p,мм:

 

а) T₁-вращающий момент на ведущей звездочке(равный Т₂ на тихоходном валу редуктора),Н·м

б) К_Э=K_g·K_c·K_o·K_рег·K_p;

K_Э=1.2· 0.8·1·1·1.25=1.2

в)z₁-число зубьев ведущей звёздочки

z₁=29-24

z₁=23

г) Допускаемое давление [p_ц] в шарнирах цепи,т.к. скорость грузовой цепи V=1.1м/с,

то [р_Ц] =25Н/мм²

д) V-число рядов цепи. Для однородных цепей ПР V=1

Принимаем по стандарту P=19,05

6.2Определить число зубьев ведомой звёздочки:

z₂=z₁·4=72

6.3 Определить фактическое передаточное число U_ф и проверить его отклонение

∆u от заданного u:

; ≤4

6.4 Определить оптимальное межосевое расстояние а, мм. Из условия долговечности цепи а=(30…50)p,где p-стандартный шаг

6.5 Определить число звеньев цепи L_p2:

Принимаем L_p=130

6.6Уточнить межосевое расстояние a_p:

 

6.7Определить фактическое межосевое расстояние a,мм:

a=a_p·p=40·19.05=762 a_m=0.995a=758.19

6.8Определить длину цепи L,мм:

L=L_p·p=130·19.05=2476.5

6.9Определить диаметры звёздочек,мм:

Диаметр делительной окружности

ведущей звёздочки ведомой звёздочки

Диаметр окружности выступов

Ведущей звёздочки ведомой звёздочки

Диаметр окружности впадин:

Ведущеё звёздочки ведомой звёздочки

 

6.10 Проверить частоту вращения меньшей звёздочки n,об/мин:

n₁≤ [n₁]

где n₁-частота вращения тихоходного вала редуктора об/мин, (на этом валу расположена меньшая звёздочка)

[n₁]=15·10³ /p-допускаемая частота вращения

[n₁]=15·10³ /19,05=787об/мин

175≤787

6.11 Проверить число ударов цепи о зубья звёздочек U,c^-1U≤[U] где

U=4z₁·n₁/60L_p-расчётное число ударов цепи

U=4·23·175/60·130=2,07·с^-1

[U]=508/p-допускаемое число ударов цепи

[U]=508/19.05=26.6c^-1

2.07<27

6.12 Определим фактическую скорость цепи V, м/с:

6.13 Определим окружную силу, передаваемую цепью F_t,H:

6.14 Проверим давление в шарнирах цепи P_ц,H/мм²:

А-площадь опорной поверхности шарнира, мм:

А=d₁·b₃=5.94·18.8=111.9мм²

6.15. Проверим прочность цепи

Прочность цепи удовлетворяется соотношением S≥[S],где [S]-допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых цепей;

S-расчетный коэффициент запаса прочности

где F_p-разрушаемая нагрузка цепи,H,зависит от шага цепи p и выбирается по таблице К.32

 

F_t-окружная сила передаваемая цепью,Н:F_t=2.15·10³H

K_g-коэффициент учитывающий характер нагрузки,К_g=1

F_o-предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви (от её силы тяжести),H

F_o=K_f·q·a·g,где

K_f-коэффициент провисания K_f=1

q-масса 1м цепи кг/м,q=1.9кг/м

a-межосевое расстояние,м а=0,762м

g=9.81 м/с²

F_o=1·1.9·0.762·9.81=14.2

F_v-натяжение цепи от центробежных сил F_v=q·V²

F_v=1.9·1.28²=3.1H

Тогда

 

6.16 Определим силу давления цепи на вал F_оп, Н

F_оп=K_b·F_t+2·F_o=1.15·1.15·10³+2·14.2=2500.9H

 

 

Нагрузки валов редуктора

7.1 Определение сил в зацепление закрытых передач

В проектируемом приводе конструируется цилиндрический редуктор

 

 

параметр	шестерня	колесо
Ft	2094,5
Fr	3049,6
Fa	541,7
Fm	Fоп
T,H·m	49,26	149,76
ω,c^-1	57,78	18,34