Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи

 

4.2.1. Межосевое расстояние

мм,

Принимаем мм / 1 табл. 13.15/

4.2.2. Проверяем пригодность заготовок колес

Условие пригодности заготовок колес:

; ,

где - диаметр заготовки шестерни

мм.

,

- толщина диска заготовки колеса

мм,

, / 1 табл. 3.4/

4.2.3. Проверка зубьев по контактным напряжениям

,

где K – вспомогательный коэффициент K= – для косозубых передач;

окружная сила в зацеплении, Н

,

.

K_Нa - коэффициент распределения нагрузки между зубьями, для косозубых K_Нa определяется по графику / 1 стр. 66, рис. 4.2/ в зависимости от окружной скорости колес и степени точности передачи / 1 табл. 4.2, стр. 64/

м/с,

Для 9^ой степени точности K_Нa=;

б) K_Нb - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся колес K_Нb=, /1, стр.64/;

в) K_НV – коэффициент динамической нагрузки. Для косозубых колес K_НV=; /1, стр.65/;

г) U – фактическое передаточное отношение передачи;

д) – межосевое расстояние, мм;

е) – допускаемое контактное напряжение = МПа.

< .

.

Получили отклонение расчетного контактного напряжения от допускаемого в __________сторону на ____ %, при допускаемом отклонении .

 

4.2.4. Проверка зубьев по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба в зубьях зубчатых колес.

- колеса;

- шестерни, где

K_Fa - коэффициент распределения нагрузки между зубьями. Для 9^ой степени точности K_Fa=, /1, стр.66/;

K_Fb - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся колес K_Fb=, /1, стр.66/;

K_FV – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости и степени точности колес, K_FV=; /1, стр.67/;

m – модуль передачи, мм;

b₄ – ширина венца колеса, мм;

Y_F3 и Y_F4 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, зависящий от эквивалентного числа зубьев Z_V:

; .

; .

Применяя линейное интерполирование, получим:

Y_F3=; Y_F4=;

Y_b - коэффициент, учитывающий наклон зуба.

Y_b=1-b°/140°.

Y_bБ=;

< = _______ МПа.

< = _______ МПа.

Расчетные напряжения изгиба меньше допускаемых, следовательно, прочность на изгиб обеспечена.

Таблица 4.2.

Напряжения	Расчетное напряжение изгиба, МПа	Допускаемое напряжение изгиба, МПа	Расчетное контактное напряжение, МПа	Допускаемое контактное напряжение, МПа	Отклонение контактного напряжения от допускаем.
Шестерня
Колесо

 

 

4.3. Проектный расчет червячной передачи

 

4.3.1 Определяем межосевое расстояние

где К_а – коэффициент, равный ______

мм

Полученное значение округляем до стандартного ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров a_w= мм.

4.3.2 Определяем число витков червяка

Число витков червяка зависит от передаточного числа и равно

4.3.3 Определяем число зубьев червячного колеса

Полученное значение округляем до целого числа в меньшую сторону шт.

4.3.4 Определяем модуль зацепления

Полученное значение модуля округляем в большую сторону до стандартного значения из первого ряда m =.

4.3.5 Определяем коэффициент диаметра червяка

Полученное значение округляем до стандартного из первого ряда чисел, .

4.3.6 Определяем коэффициент смещения инструмента

По условию неподрезания и незаострения зубьев колеса значение х допускается до . Условие ________________.

4.3.7. Определяем фактическое передаточное число u_ф

4.3.8 Определяем фактическое значение межосевого расстояния

мм

4.3.9 Определяем основные геометрические размеры передачи

а) основные размеры червяка

 

- делительный диаметр мм

- начальный диаметр мм

- диаметр вершин витков мм

- диаметр впадин витков мм

- делительный угол подъема линии витков

- длина нерезаемой части червяка

где х – коэффициент смещения

мм

мм

б) основные размеры венца червячного колеса

- делительный диаметр мм

- диаметр вершин зубьев мм

- наибольший диаметр колеса мм

- диаметр впадин зубьев мм

- ширина венца мм

- радиусы закруглений зубьев

мм

мм

- условный угол обхвата червяка венцом колеса

.

 

4.4. Проверочный расчет закрытой конической передачи

 

4.4.10. Определяем коэффициент полезного действия червячной передачи

где γ – делительный угол подъема линии витков червяка

φ – угол трения, определяется в зависимости от фактической скорости скольжения по таблице 4.9.

м/с

Принимаем φ = ⁰

 

 

4.4.11 Проверяем контактные напряжения зубьев колеса

где - окружная сила на колесе

К – коэффициент нагрузки, принимается в зависимости от окружной скорости колеса

м/с

При V₂= м/с принимаем К=

Н

Получили отклонение расчетного контактного напряжения от допускаемого в _________ сторону на ____ %, при допускаемом отклонении .

4.4.12. Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса

где Y_F2 – коэффициент формы зуба, определяется по таблице 4.10. в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса

Принимаем Y_F2=.

При проверочном расчете σ_F получается меньше, так как нагрузочная способность червячных передач ограничивается контактной прочностью зубьев червячного колеса.

 

Таблица 4.4.

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Проектный расчет
Межосевое расстояние аw, мм		Ширина зубчатого венца колеса b2, мм
Модуль зацепления m, мм		Длина нерезаемой части червяка b1, мм
Коэффициент диаметра червяка q, мм		Диаметры червяка: делительный d1 начальный dw1 вершин витков da1 впадин витков df1
Делительный угол подъема витков червяка γ
Угол обхвата червяка венцом 2δ		Диаметры колеса: делительный d2=dw2 вершин зубьев da2 впадин зубьев df2 наибольший dАМ2
Число витков червяка z1
Число витков колеса z2
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечание
Коэффициент полезного действия, η
Контактные напряжения sн, Н/мм^2
Напряжения изгиба sF, Н/мм^2

5. Нагрузки валов редуктора

 

5.1. Силы в червячном зацеплении:

а) окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке

Н

б) окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе

Н

в) радиальная сила

Н

г) сила от действия полумуфты

Н

5.2. Определяем силы в цилиндрическом зацеплении

а) окружная сила

Н

б) радиальная сила

где α – стандартный угол в зацеплении 20°

Н

в) сила от действия полумуфты

Н

 

 

6. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора

Проектный расчет валов

6.1.1. Для валов редуктора выбираем сталь _____ с термообработкой ____________.

6.1.2. Выберем допускаемые напряжения.

Проектный расчет валов будем выполнять по напряжениям кручения (как при чистом кручении), то есть, не учитывая напряжения изгиба, концентрацию напряжений и цикличность нагрузок. По этому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение будем принимать заниженными:

для быстроходного вала ;

для промежуточного вала ;

для тихоходного вала .

6.1.3. Определим геометрические параметры ступеней валов.

 

Быстроходный вал

 

Диаметр вала под полумуфту

,

где М_к – вращающий момент на быстроходном валу М_к= Н×м;

Округлим до стандартного значения d₁= мм;

Длина выходного конца вала под полумуфту

l₁=1,5d₁; l₁= мм;

Размеры шпонки для полумуфты: b= мм, h= мм, глубина паза на валу t₁= мм, на ступице t₂= мм, длина шпонки l = мм. /1, стр. 449/

Диаметр вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

, где t – высота буртика, t = мм;

;

Длина вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

; ;

Диаметр вала под резьбу принимаю /1 табл. 10.11./

Длина вала под резьбу

мм;

Диаметр вала под подшипник

мм,

Принимаем диаметр мм.

Длина вала под подшипник определяется графически.

 

 

Диаметр под червяк

мм,

где r – размер фаски подшипника, для подшипника с внутренним диаметром ______ мм r = мм;

 

Длина бурта

мм.

где t – высота буртика, для диаметра ______ мм r = мм;

Длину вала под червяк определим графически.

 

Рис. 6.1.

 

 

Промежуточный вал

 

Шестерню будем нарезать на валу, а колесо устанавливать на шпонке.

Диаметр под колесо ,

, округлим до ближайшего стандартного значения d₃ = мм.

Длина участка под колесо и шестерню l₃ определяется графически.

Диаметр буртика для базирования колеса на валу

,

где f – фаска на колесе f = мм;

,

Округлим до стандартного значения d_б = мм.

Размеры шпонок: b = мм, h = мм, глубина паза на валу t₁ = мм, на ступице t₂ = мм, длина шпонки l = мм.

Диаметр вала под подшипник

;

,

Округлим до стандартного значения диаметра подшипника d₂ = мм.

 

Рис. 6.2.

Длина участка под подшипник определяется шириной подшипника

l₂ = +2 = мм.

Диаметр вала под подшипник

.

Длина под подшипник

l₄ = l₂ = мм.

 

Тихоходный вал

Вал будем точить отдельно, а колесо насаживать на вал.

Диаметр вала под полумуфту

,

Округлим до стандартного значения d₁ = мм.

Длина вала под полумуфту

,

.

Диаметр вала под уплотнение крышки и подшипник

,

где t = мм;

,

Принимаю ближайшее значение по внутреннему диаметру подшипника .

 

Рис. 6.3.

Длина вала под уплотнение крышки и подшипник со стороны полумуфты

l₂ = 1,25d₂;

l₂ = мм.

Диаметр вала под колесо

мм,

где r – размер фаски подшипника, для подшипника с внутренним диаметром _______ мм r = мм;

Длину вала под шестерню определим графически.

Диаметр вала под подшипник

,

Длина вала под подшипник

l₄ = В+с = мм.

Размеры шпонки для колеса: b= мм, h= мм, глубина паза на валу t₁= мм, на ступице t₂= мм, длина шпонки l = мм.

Размеры шпонки для полумуфты: b = мм, h = мм, глубина паза на валу t₁= мм, на ступице t₂ = мм, длина шпонки l = мм.

 

 

6.2. Предварительный выбор подшипников

Для быстроходного вала в качестве опор возьмем роликовые конические однорядные подшипники ________ ГОСТ27365–87 _________ серии. Размеры подшипника d = мм, D = мм, Т=, b = мм, с= мм, r= мм, α= ° C_r= Н, C_0r= Н, е=, Y=, Y₀=. Схема установки – в распор. /2, стр. 436 таблица К29/

Промежуточный вал выполним плавающим. В качестве опор для него возьмем роликовые конические однорядные подшипники _________ ГОСТ 27365–87_______ серии. Размеры подшипников: d = мм, D = мм, Т=, b = мм, с= мм, r= мм, α= ° C_r= Н, C_0r= Н, е=, Y=, Y₀=. Схема установки – в распор.

Для тихоходного вала редуктора возьмем роликовые конические однорядные подшипники_________ ГОСТ27365–87_________ серии. Данный подшипник имеет размеры: d = мм, D = мм, Т=, b = мм, с= мм, r= мм, α= ° C_r= Н, C_0r= Н, е=, Y=, Y₀=. Схема установки – в распор. Схема установки – в распор.