Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни [1, стр. 21]

z₁ = z_s / (u 1) ≥ z_1min;

z₁ = 160 / (3.54 + 1) = 35.24.

Значение z₁ округляют в ближайшую сторону до целого числа. [1, стр. 21]

z₁ = 35.

Число зубьев колеса внешнего зацепления z₂ = z_s - z₁.

z₂ = 160 - 35 = 125.

Фактическое передаточное число

u_ф = z₂/z₁ = 125/35 = 3.57.

Фактические значения передаточных чисел не должны отличаться от номинальных более чем на: 3% - для одноступенчатых, 4% - для двухступенчатых и 5% - для многоступенчатых редукторов.[1, стр. 22]

Отклонение от номинального передаточного числа

Δ = (u - u_ф)/u = -0.85 %.

Диаметры колес

Рис. 6 [1, рис. 2.5, стр. 22]

Рис. 7 [1, рис. 2.6, стр. 22]

Делительные диаметры d [1, стр. 22]:

шестерни.........................................d₁ = z₁m/cosβ;

колеса внешнего зацепления............d₂ = 2a_w - d₁;

колеса внутреннего зацепления........d₂ = 2a_w + d₁;

d₁ = 35 ∙ 2.75 / cos0^o = 96.25 мм;

d₂ = 2 ∙ 220 - 96.25 = 343.75 мм.

Диаметры d_a и d_f окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления [1, стр. 22]:

d_a1 = d₁ + 2(1 + x₁ - y)m;

d_f1 = d₁ - 2(1,25 - x₁)m;

d_a2 = d₂ + 2(1 + x₂ - y)m;

d_f2 = d₂ - 2(1,25 - x₂)m;

где x₁ и x₂ - коэффициенты смещения у шестерни и колеса; y = -(a_w - a)/m - коэффициент воспринимаемого смещения; a - делительное межосевое расстояние: a = 0,5m(z₂ z₁).

a = 0.5 ∙ 2.75 ∙ (125+35) = 220 мм;

y = -(220 - 220)/2.75 = 0;

d_a1 = 96.25 + 2 ∙ [1-(0)] ∙ 2.75 = 101.75 мм;

d_f1 = 96.25 - 2 ∙ 1,25 ∙ 2.75 = 89.38 мм;

d_a2 = 343.75 + 2 ∙ [1-(0)] ∙ 2.75 = 349.25 мм;

d_f2 = 343.75 - 2 ∙ 1,25 ∙ 2.75 = 336.88 мм;

Размеры заготовок

Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, требуется, чтобы размеры D_заг, C_заг, S_заг заготовок колес не превышали предельно допустимых значений D_пр, S_пр (табл. 1 [1, табл. 2.1, стр. 11]) [1, стр. 22]:

D_заг ≤ D_пр; C_заг ≤ C_пр; S_заг ≤ S_пр.

Значения D_заг, C_заг, S_заг (мм) вычисляются по формулам: для цилиндрической шестерни (рис. 7, а) D_заг = d_a + 6 мм; для колеса с выточками (рис. 7, в) C_заг = 0,5b₂ и S_заг =8m; для колеса без выточек (рис. 6) S_заг = b₂ + 4 мм.

D_заг1 = 101.75 + 6 мм = 107.75 мм;

D_заг2 = 349.25 + 6 мм = 355.25 мм;

S_заг2 = 71 + 4 мм = 75 мм.

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное значение контактного напряжения [1, стр. 23]

где Z_σ = 9600 для прямозубых и Z_σ = 8400 для косозубых передач, МПа^1/2.

σ_H = 471.54 МПа;

Если расчетное напряжение σ_H меньше допустимого [σ_H] в пределах 15-20% или σ_H больше [σ_H] в пределах 5%, то ранее принятые параметры передачи принимают за окончательные. В противном случае необходим пересчет. [1, стр. 23]

σ_H меньше [σ_H] на 2.33%.

Ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.

Силы в зацеплении

Рис. 8 [1, рис. 2.7, стр. 23]

Окружная

F_t = 2∙10³∙T₁/d₁;

F_t = 2∙10³∙272.03/96.25 = 5652.57 Н;

радиальная

F_r = F_ttgα/cosβ

(для стандартного угла α=20^o tgα=0,364);

F_r = 5652.57 ∙ 0.364/cos0^o = 2057.54 Н;

осевая

F_a = F_ttgβ;

F_a = 5652.57 ∙ tg0^o = 0 Н.

Эскизное проектирование

После определения межосевых расстояний, размеров колес и червяков приступают к разработке конструкции редуктора или коробки передач. Первым этапом конструирования является разработка эскизного проекта. При эскизном проектировании определяют положение деталей передач, расстояния между ними, ориентировочные диаметры ступенчатых валов, выбирают типы подшипников и схемы их установки. [1, стр. 42]

Проектные расчеты валов

Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам [1, стр. 42]:

для быстроходного (входного) вала

d_вх = 15.8 мм;

для промежуточного

d_{К пр} = 32.4 мм;

для тихоходного (выходного)

d_вых = 39.1 мм;

Рис. 9 [1, рис. 3.1(а), стр. 43]

Рис. 10 [1, рис. 3.1(б), стр. 43]

Рис. 11 [1, рис. 3.1(в), стр. 43]

В приведенных формулах T_Б, T_Т - номинальные моменты, Н∙м. Большие значенияБольшие значения d и d_k принимают для валов на роликоподшипниках, для валов шевронных передач и промежуточных валов соосных передач при твердости колеса выше 55 HRC_э.

Вычисленные значения диаметров откругляют в ближайшую сторону до стандартных (см. табл. 24.1[1]).

Диаметры валов быстроходного, промежуточного и тихоходного валов согласуют с диаметрами валов по табл. 24.27 [1] и с диаметрами отверстий устанавливаемых на них деталей (шкива, звездочки, полумуфты).

Принимаем диаметры и длины концов согласно таблице 24.28 [1]

d_вх = 16 мм;

d_вых = 40 мм.

Высоту t_цил(t_кон) заплечника, координату r фаски подшипника и размер f (мм) фаски колеса принимают в зависимости от диаметра d [1, стр. 42].

Диаметры под подшипники:

d_{П вх} = 16 + 2∙3 = 22 мм;

d_{П пр} = 32.4 - 3∙2.5 = 24.9 мм;

d_{П вых} = 40 + 2∙3.5 = 47 мм.

Принимаем посадочные места под подшипники согласно ГОСТ 8338-75 на подшипники шариковые радиальные однорядные (табл. 24.10 [1]):

d_{П вх} = 25 мм;

d_{П пр} = 25 мм;

d_{П вых} = 50 мм.

Диаметры безконтактных поверхностей:

d_{БП вх} = 25 + 3∙1.5 = 29.5 мм;

d_{БП пр} = 25 + 3∙2.5 = 32.5 мм;

d_{БП вых} = 50 + 3∙2.5 = 57.5 мм.

Принимаем диаметр тихоходного вала для установки зубчатого колеса:

d_{К вых} = 59.5 мм.