Расчет дыухступенчатого редуктора (стр. 2 из 5)

d₂ =2a_wu/(u+1) – делительный диаметр колеса

;

d₂ =2*115*4,5/(4,5+1)=188,88 мм

b₂= ψ_aa_w - ширина венца колеса;

b₂=0,28*115=32,2 мм

[б]_F – допускаемое напряжение изгиба материала с менее прочным зубом.

m≥2*6,8*111,52/188,18*32,2*255,96=1

4.2.3. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Z_∑=Z₁+Z₂=2a_w/m

Z_∑=2*115/1=230

4.2.4. Определяем число зубьев шестерни:

Z₁= Z_∑/1+u

Z₁=230/1+4,5=41,82

Округляю до ближайшего целого числа: Z₁=42

4.2.5. Определяем число зубьев колеса:

Z₂= Z_∑-Z₁

Z₂=230-42=188

4.2.6. Определяем фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение ∆u от заданного u:

u_ф= z₂/ z₁; ∆u=| u_ф -u|/u*100

u_ф=188/42=4,5

∆u=|4,5-4,5|/4,5*100=0%

4.2.7. Определяем фактическое межосевое расстояние:

a_w=( Z₁+ Z₂)/2

a_w=(42+188)/2=115 мм

4.2.8. Определяем основные геометрические параметры передачи, мм.

d₁=mZ₁ d₂=mZ₂ делительный диаметр

d_a1=d₁+2md_a2=d₂+2m диаметр вершин зубьев

d_f1=d₁-2,4md_f2=d₂-2,4m диаметр впадин зубьев

b₁==b₂+(2...4) b₂= ψ_aa_wширина венца

Параметр	Колесо	Шестерня
Делительный диаметр мм Диаметр вершин зубьев ммДиаметр впадин зубьев ммШирина винца мм	d2=188 da2=190 df2=184 b2=33	d1=42 da1=44 df1=39 b1=35

4.3. Проверочный расчет закрытой зубчатой передачи.

4.3.1. Проверяем межосевое расстояние:

a_w=(d₁+d₂)/2

a_w=(42+188)/2=115 мм

4.3.2. Проверяем пригодность заготовок колес:

D_заг≤D_пред S_заг≤ S_пред

D_заг=d_a1+6 мм S_заг= b₂+4 мм

50<80 37<80

4.3.3. Проверяем контактные напряжения б_H, Н/мм²

K – вспомогательный коэффициент =436

F_t=2T₂*10³/d₂ - окружная сила зацепления

F_t=2*111,52*10³/188=1185,24 Н

K_H

=1 для прямозубых передач

K_H

=1 для прямозубых передач

K_H

=1.1 коэффициент динамической нагрузки [ 1, табл. 4.2]

v= ω₂d₂/(2*10³)=16,28*188/2*10³=1,53 м/с (9 – степень точности)

0,9*514,3<468,52<1,05*514,3

4.3.4. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни б_F1 и колеса б_F2 , Н/мм²

б_F2=Y_F2Y_ß(F₁/b₂m)K_FαK_FβK_Fv≤ [б]_F2

б_F1= б_F2Y_F1/ Y_F2≤[б]_F1

m - модуль зацепления =1мм;

b₂ – ширина зубчатого венца колеса=36 мм;

F₁ – окружная сила зацепления;

K_F

-коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями=1

K_F

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба=1

K_F

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной

скорости колес и степени точности передачи=1,28 [ 1, табл. 4.3]

Y_F1=3,7 коэффициенты формы зуба шестерни и колеса определяются в

зависимости от числа зубьев шестерни z₁ и колеса z₂ [ 1, табл. 4.4]

Y_F2=3,63

Y

- коэффициент учитывающий наклон зубьев=1

б_F2 =3,63*1(1185,24/33*1)*1,28=166,88 Н/мм²

б_F2 =166,88<255,96 Н/мм²

б_F1=166,88*3,7/3,63=170,1 Н/мм²

б_F1=170,1<294,07 Н/мм²

4.4. Табличный ответ.

Проектный расчет
Параметр				значение
1) межосевое расстояние awмм2) модуль зацепления m3) ширина зубчатого венца: шестерни b1 мм колеса b2 мм4) число зубьев: шестерни z1 колеса z2 5) диаметр делительной окружности: шестерни d1 мм колеса d2 мм6) диаметр окружности вершин: шестерни da1 мм колеса da2 мм7) диаметр окружности впадин шестерни df1 мм колеса df2 мм				115 1.00 35 33 42 188 42 188 44 190 39 184
Проверочный расчет
Параметр		Допускаемые значения	Расчетные значения		Примечания
Контактные напряжения б, Н/мм2		514,3	468,52		8,94 % недогруз
Напряжения изгиба, Н/мм2	бF1	294,07	170		42,1 % недогруз
	бF2	255,96	166,88		34,9 % недогруз

5. Расчет открытой конической зубчатой передачи

5.1. Проектный расчет открытой передачи.

5.1.1. Определяем главный параметр – внешний делительный параметр колеса d_e2, мм.

K_Hβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца = 1;

Θ_H - коэффициент вида конических колес = 1;

d_e2=197,21≈195 (табл.13,15 [1] )

5.1.2. Определяем углы делительных конусов шестерни d₁ и колеса d₂

d₂=arctgu; d₁=90⁰-d₂

d₂=arctg 4,05=76,13031

d₁=90-76,13031=13,86969

5.1.3. Определяем внешнее конусное расстояние R_e, мм.

R_e=d_e2&bsol;2sind₂

R_e=195/2sin76,13031=100,428 мм.

5.1.4. Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса b, мм.

b= ψ_RR_e, где ψ_R=0,285 – коэффициент ширины венца

b=0,285*100,428=28,422≈28 [ 1, табл. 13.15]

5.1.5. Определяем внешний окружной модуль m_e, мм.

m_e=14T₂*10³&bsol; Θ_Fd_e2b[б]_F K_Fβ

K_Fβ– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца = 1;

Θ_F- коэффициент вида конических колес = 0,85;

m_e=14*111,52*10³/0,85*195*28*255,96*1=1,314

в открытых передачах значение модуля m_eувеличиваем на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев:

m_e=1,314*1,3=1,71>1,5

5.1.6. Определяем число зубьев колеса Z₂ и шестерни Z₁

Z₂= d_e2/m_e; Z₁=Z₂/u

Z₂=195/1,71=114,04≈114

Z₁=114/4,05=28,2≈28

5.1.7. Определяем фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение ∆u от заданного u:

u_ф= z₂/ z₁; ∆u=| u_ф -u|/u*100 ≤4%

u_ф=114/28=4,07

∆u=|4,07-4,05|/4,05*100=0,49<4%

5.1.8. Определяем действительные углы делительных конусов шестерни d₁ и колеса d₂

d₂=arctgu_ф; d₁=90⁰-d₂

d₂=arctg 4,07=76,19585

d₁=90-76,13031=13,80415

5.1.9. Коэффициент смещения колес

x_e1=0,34; x_e2=-x_e1

5.1.10. Определяем фактические внешние диаметры шестерни и колеса, мм.

d_e1=m_eZ₁ d_e2=m_eZ₂ делительный диаметр

d_ae1=d_e1+2(1+x_e1)m_ecosб₁d_ae2=d_e2+2(1-x_e1)m_ecosб₂ диаметр вершин зубьев

d_fe1=d_e1-2(1,2-x_e1)m_ecosб₁d_fe2=d_e2-2(1,2+x_e1)m_ecosб₂ диаметр впадин зубьев

Таблица 5.1.

Диаметр	шестерня d1, мм.	колесо d2, мм.
Делительный, de	47,88	246,24
Вершин зубьев, dae	52,32	246,962
Впадин зубьев, dfe	47,809	244,983

Определяем средний делительный диаметр шестерни d₁ и колеса d_2, мм.

d₁≈0,857d_e1 ; d₂≈0,857 d_e2

d₁≈0,857*47,88=41,033 мм; d₂≈0,857*246,24=211,028 мм.

5.2. Проверочный расчет открытой передачи.

5.2.1. Проверяем пригодность заготовок колес:

D_заг≤D_пред S_заг≤ S_пред

D_заг=d_ae+6 мм S_заг= 8m_e мм

52,32+6=58,32<80 8*1,71=13,68<80

C_заг=0,5b=0,5*28=14<80

5.2.2.

Проверяем контактные напряжения б_H, Н/мм²

F₁=2T₂*10³/d₂ - окружная сила зацепления

F_t=2*111,52*10³/211,028=1056,92 Н

K_H

=1

K_H

=1

K_H

=1.1 коэффициент динамической нагрузки [ 1, табл. 4.2]

v= ω₂d₂/(2*10³)=16,28*188,18/2*10³=1,53 м/с (9 – степень точности)