Редуктор зубчатый прямозубый (стр. 2 из 4)
Замечание: для цилиндрической прямозубой передачи b принимаем за 0о
Вычислим ZS (сумарное число зубьев)
ZS = AwЧ2Чcos(b)/mn = 100Ч2Ч1 / 2 = 100 (4.2.15)
Определим Z1 и Z2 из соотношения U12=Z2/Z1
cos(b)=0
Z2 = U12Ч Z1 =>U12= Z2/Z1 = 80/20 = 4
Zl = 20 - число зубьев шестерни
Z2 = 80 - число зубьев колеса
д) Делительные диаметры колеса и шестерни
Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формулам: [1, стр. 37]
d1 = Z1Чmn/cos(b) (4.2.16)
d2 = Z2Чmn/cos(b) (4.2.17)
d1 = 20Ч2/1 = 40 мм
d2 = 80Ч2/1 = 160 мм
Осуществим проверку правильности полученных результатов
Aw = (d1 +d2)/2 (4.2.18)
Aw = (40+160)/2 = 100 мм
Точность произведенных вычислений не превысила допустимую , данные, полученные в ходе расчета являются верными.
Основные параметры цилиндрических зубчатых передач, выполненных без смещения
Диаметр вершин зубьев
шестерни dA1=d1+2Чmn =40+2Ч2 = 44мм (4.2.19)
колеса dA2=d2+2Чmn =160+2Ч2 = 164 мм (4.2.20)
Диаметр впадин зубьев
шестерни dF1=d1 –2,5Чmn =40-2,5Ч2 = 35 мм (4.2.21)
колеса :dF2=d2 –2,5Чmn =160-2,5Ч2 = 155 мм (4.2.22)
е)Степень точности передачи
определяем окружную скорость колес по формуле
V = pЧdlЧnl/60Ч103 (4.2.23)
V = 3,14Ч37,14Ч1425/60Ч103 = 2,985 м/с
Согласно табл. 2.21 [З] выбираем требуемую точности передачи
степень точности передачи Ст-9
4.3 Проверочный расчет спроектированной передачи
а) Расчет на контактную выносливость
Выполним проверочный расчет спроектированной передачи: sH Ј [sH], согласно рекомендациям табл. 2.9 [З]
Для цилиндрических передач
(н/мм2) (4.3.1)ZH -коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев (см.ниже)
ZM -вспомогательный коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес (см. п. 4)
ZE - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (см.ниже)
WHT - удельная расчетная окружная сила (см.ниже)
U12 - передаточное число (см. п, 3)
dl - делительный диаметр шестерни (см, п, 4)
Зададимся недостающими коэффициентами:
Коэффициент ZH определим из таблицы 2.15 [3], угол наклона линии зуба b=0o
ZH = 1,76
Коэффициент Ze определим из таблицы 2.17 [3]
ZE = 0,90
Коэффициент ZМ определим из таблицы 2.9 [3]
ZМ=274
1.Коэффициент торцового перекрытия
Ea = [1,88 - 3,2 Ч(1/Z1 ± 1/Z2)] cos(b)= [1,88 - 3,2 Ч(1/20+1/80)]/1 = 1,68 (4.3.2)
2.Коэффициент осевого перекрытия
Eв = b2Чsin(b)/(mn) = 40Ч0/2 = 0 (4.3.3)
Определим удельную расчетную окружную силу WHT : [3, табл. 2.8 , стр 20]
WHT = 2ЧT1ЧKHa ЧKHв.KHV /(d1 Чbw) =2·14740·1,12·1,12·1,2/(40·40) = 27,728 H/мм (4.3.4)
Т1 - крутящий момент на ведущем валу (см. п. 3)
KHб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (см.ниже)
KHв - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (см.ниже )
KHV - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. п. 4)
d1 - делительный диаметр шестерни (см. п. 4)
bw - рабочая ширина венца колеса (см. п. 4 )
Зададимся недостающими коэффициентами:
Коэффициент KHб определим из таблицы 2.19[3]:
Окружная скорость = 2,985 м/с
Степень точности = 9
Коэффициенты KHA=1,16
KHB=1,04
Коэффициент Кнv определим из таблицы 2.20 [З]
Твердость поверхности зубьев < 350 HB
Колеса цилиндрические
Коэффициенты KHV=1,2
KFV=1,5
По формуле (4.3.1) рассчитываем
Проверяем условие sH < [s'H]
Заключение: расчетное контактное напряжение не превзошло значения допустимого контактного напряжения. Выбор материалов и проведенный расчет были сделаны правильно.
б) Расчет на выносливость при изгибе
Выполним проверочный расчет по условиям: sF Ј [sF], согласно рекомендациям табл. 2.9 [3]
Для цилиндрических передач
sF = YF1ЧYBЧWFT/m < [sF] (4.3.5)
YF - коэффициент формы зуба (см.ниже)
YB – коэффициент учитывающий наклон зуба (см.ниже)
WFT - удельная расчетная окружная сила (см.ниже)
m - модуль зуба (см. п. 4)
Зададимся недостающими коэффициентами:
Коэффициент YF определим по таблице 2.18 [3];
1. Эквивалентное число зубьев:
ZV = Z/cos3(b) (4.3.6)
ZV = 80/13 = 80 - для колеса
ZV = 20/13 = 20 - для шестерни
Шестерня
ZV = 20
YF = 4,08
Колесо
ZV = 80
YF = 3,61
Коэффициент YB определим из таблицы 2.16 [З]
Угол наклона зуба b = 0o
YB = 1
Определим удельную расчетную окружную силу WFT
WFT = 2ЧT1ЧKFбЧKFвЧKFV/d1Чbw = 2·14740·1·1,15·1,28/(40·44) = 21,649 Н/мм2 (4.3.7)
KFB - коэффициент , учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. выше п. 4)
KFV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (см. п. 4)
По формуле (4.3.5) рассчитываем sF
Колесо
sF = 4,08·1·21,649 /2 = 50,283 H/мм2
Шестерня
sF = 3,61·1·21,649 /2 = 44,491 H/мм2
Заключение: результаты проверочного расчета на выносливость при изгибе зубьев колес не превзошли допустимых показателей напряжений при изгибе. Выбор материалов и проведенный расчет геометрических параметров произведен верно.
4.4 Расчет диаметров валов редуктора
Диаметр вала оцениваем исходя из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях:
(4.4.1)T - крутящий момент, действующий в расчетном сечении вала (НЧмм)
[tk]—допускаемое напряжение при кручении для стальных валов согласно табл (3.1) [8]
[tk] = (10 - 15) Н/мм2
а) быстроходный вал
Шестерню выполняем заодно с валом
1) Диаметр d1 хвостовика вала определяем по формуле (4.4.1); при этом
Т = Т1 - крутящий момент на быстроходном валу (см. n. 3)
[tk]= 15 Н/мм2 (см. п. 3.1 [8])
d1=17
Округляем результат до ближайшего значения из ряда предпочтительных чисел R 40
d2 = 17 мм
Так как диаметр d1 соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласоватьдиаметры вала электродвигателя dэ и d1. Вo избежание разработки "специальной" муфты, принимаем d1 = (0,8 - 1,2) Чdэ
Исполнение 90L4/95
Мощность 2,2 кВт
Асинхронная частота вращения 1425 об/мин
Диаметр хвостовика двигателя 24 мм
Окончательно диаметр хвостовика принимаем равным: d1 = 24 мм
2) Диаметр вала под подшипник
Принимаем d1п = 30 мм
3) диаметр буртика подшипника
d1бп = d1п+3.r = 36 мм
б) Тихоходный вал
1) Диаметр d2 хвостовика вала определяем по формуле (4.4.1); при этом
Т = Т2 - крутящий момент на тихоходном валу (см. n. 3)
[tk]= 15 Н/мм2 (см. п. 3.1 [8])
d2=26,984
Округляем результат до ближайшего значения из ряда предпочтительных чисел R 40
d2 = 28 мм
2) Диаметр вала под подшипник
Принимаем d2п = 30 мм
3) диаметр буртика подшипника
d2бп = d1п+3.r = 36 мм
4) Диаметр посадочного места колеса
Принимаем dк= 36 мм
5)Диаметр буртика колеса
dбк = dk+3f = 39 мм
4.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора
См. рис.10.18 и табл. 10.2 и 10.3 [1].
Толщина стенок корпуса
d і0,025·аw+1 = 0,025·100+1 = 3,5 мм
Принимаем d = 8 мм
Толщина стенок крышки
d1 і0,02·аw+1 = 0,02·100+1 = 3 мм
Принимаем d1 = 8 мм
Толщина фланцев
Верхнего пояса крышки и корпуса
b = b1 =1,5d = 1,5 · 8 = 12 мм
Нижнего пояса корпуса
p = 2,35 · 8 = 19 мм
Принимаем p = 20 мм
Диаметр фундаментных болтов
d1 = (0,03 – 0,036)aw +12 = 15 мм
Диаметр болтов для крепления крышки к корпусу
d2 = (0,5 – 0,6)d1 = 9 мм
4.6 Выбор подшипников и расчет их на долговечность
а) Предварительный выбор
По найденным выше диаметрам валов под подшипники подбираем по каталогу (см.[1])
1)Для тихоходного вала подшипники легкой серии :
обозначение 206
тип подшипника радиальный однорядный
грузоподъемность С=15300 Н
СO = 10200 Н
диаметр внутреннего кольца подшипника, d=30 мм
диаметр внешнего кольца подшипника, D=62 мм
ширина подшипника, Т =16 мм
2) Для быстроходного вала выбираем подшипники легкой серии :
обозначение 7206
тип подшипника радиальный однорядный
грузоподъемность С=29800Н
СO = 22300Н
диаметр внутреннего кольца подшипника, d=30 мм
диаметр внешнего кольца подшипника, D=62 мм
ширина подшипника, Т =16 мм
б)Построение эпюр моментов быстроходного вала
в)Построение эпюр моментов тихооходного вала
