Привод с цилиндрическим одноступенчатым вертикальным косозубым редуктором (стр. 2 из 4)

Для косозубых передач стандартизован нормальный модуль m_n =m = 2,5.

Суммарное число зубьев: для прямозубой передачи Z

= , для косозубой передачи Z = , где b₁ – начальный делительный угол наклона зуба( =12 для косозубых передач).

Суммарное число зубьев получим округлением Z

=97,81 до ближайшего целого числа: Z_У = 98.

Для косозубых и шевронных передач определяем делительный угол наклона зуба по формуле

= 11⁰28’42’’. Число зубьев шестерни и колеса, а также уточненное передаточное отношение равны:

, Z₂= Z -Z_1,

;

Z₁ = 22, Z₂ = 76, U_ф = 3,46.

Если Z₁> 17, то принимают коэффициенты смещения x₁=0, x₂=0, суммарный x

= 0.

При u

4.5 отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 2.5%.

u=100 =100 =2.5%≤2.5%.

Определение диаметров окружностей зубчатых колес.

Делительные окружности косозубых колес d_j=

,

d₁ = 56,122 мм, d₂ = 193.8778 мм.

Окружности впадин зубьев: d_fj = d_j-

(1.25 – x_j),

d_f1 = 49.872 мм, d_f2 = 187.6268 мм.

Окружности вершин зубьев:

d_a1 = 2• a_w – d_f2 – 0.5•m = 61.1232 мм,

d_a2 = 2• a_w – d_f1 – 0.5•m = 198.878 мм.

Окружная скорость в зацеплении V=

= 2.845 м/с. Для полученной скорости назначим степень точности передачи n_ст=8 (табл. 8), учитывая, что n_ст=9 для закрытых зубчатых передач применять не рекомендуется.

3. Проверочный расчет передачи

Проверка на выносливость по контактным напряжениям

Определим контактные напряжения по формуле

= ,

где Z

= 8400 для косозубых передач.

K_H- коэффициент контактной нагрузки, K_H = K_Hб K_Hв K_HV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями равен

K_Hб =1+A•(n_ст-5)•К

,

где А=0.15 для косозубых передач,

К

- коэффициент, учитывающий приработку зубьев. Если НВ2

350, то К определяют по формуле:

К

=0.002•НВ₂ + 0.036•(V-9),

В результате расчета получим: К

= 0.192, K_Hб= 1.086

Динамический коэффициент определим методом интерполяции по табл. 10: К_НV=1.037

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колесаопределяется по формуле

К_Нb= 1+ (K

-1) К ,

где K

=1.035 – коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы (табл. 9).

В таблице значение K

дано в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру , величина которого определяется выражением =0.5 (u + 1)= 0,91. Окончательно получим К_Нb= 1.0067, коэффициент контактной нагрузки K_H= 1.134. Расчетные контактные напряжения s_H =419.743 МПа. Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Поскольку < _HP, выполняем расчет недогрузки по контактным напряжениям

=100 =100 =4,82%<15%.

Проверка на выносливость по напряжениям изгиба

Проверочный расчет на выносливость при изгибе выполняется по формулам:

, ,

где Y_Fj- коэффициенты формы зуба, определяются по формуле

Y_Fj=3.47+

+0.092• ,

здесь Z_Vj=

– эквивалентное число зубьев, Z_V1= 23.3746, Z_V2= 80.7487,

Y_F1= 4.035, Y_F2=3.633

Y_b- коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность,

= 0.885 > 0.7,

Y

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, Y = для непрямозубых передач. Получим Y = 0.603

Коэффициент торцевого перекрытия

=(1.88–3.2•( + ))•cos =1.6586.

Коэффициент нагрузки при изгибе К_F определяем по формуле K_F = K_FбK_FвK_FV.

Коэффициенты, входящие в эту формулу, имеют такой же физический смысл что и коэффициенты в формуле для К_Н. Для их определения используют следующие зависимости: K_Fб=1+A•(n_ст-5) для непрямозубых передач, K_Fв = 0.18+0.82 K

, K_FV = 1+1.5•(K_HV-1) при НВ₂ <350.

K_Fб = 1.45, K_Fв = 1.028, K_FV= 1.056, K_F= 1.574.

Расчетные напряжения изгиба

< ,

< .

Допускается перегрузка по напряжениям изгиба не более 5%, недогрузка не регламентируется.

4. Определение сил в зацеплении

Окружная сила:

, F_t= = 2390.86 Н.

Радиальная сила:

, F_r=2390.86• = 887.96 Н.

Осевая сила: F_a=F_t

_, F_a= 2390,86•tg

=485.48 Н.