Конструкторский раздел (стр. 4 )

Полученное значение межосевого расстояния aw для нестан­дартных передач округлить до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров.

2. Определить модуль зацепления m, мм:

где а) — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач = 5,8, для прямозубых = 6,8;

б) — делительный диаметр колеса, мм;

в) — ширина венца колеса,

г) — допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм2

Полученное значение модуля т округлить в большую сторону до стандартного из ряда чисел:

1-й ряд — 1,0; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10

2-й ряд — 1,25; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9

При выборе модуля 1-й ряд следует предпочитать 2-му. В силовых зубчатых передачах при твердости колес ≤350 принять m≥1 мм; при твердости одного из колес ≥45HRCэ принять m≥ 1,5 мм.

В открытых передачах расчетное значение модуля т уве­личить на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев.

3.Определить суммарное число зубьев шестерни и колеса:
для прямозубых колес

Полученное значение округлить в меньшую строну до целого числа.

4. Определить число зубьев шестерни:

Значение округлить до ближайшего целого числа. Из условий уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется

5.Определить число зубьев колеса

Для точности останова магазина примем

6.Определить фактическое передаточное число и про­верить его отклонение от заданного U:

6. Определить фактическое межосевое расстояние:
для прямозубых передач

Основные геометрические параметры передачи.

А) делительный диаметр

Ш:

К:

Б) Диаметр вершин зубьев

Ш:

К:

В) Диаметр впадин зубьев

Ш:

К:

Г) Ширина венца

Ш:

К:

Примем для экономии металла из стандартного ряда

Ш:

К:

Проверочный расчет:

1. Проверить межосевое расстояние:

2. Проверить пригодность заготовок колес.

3. Условие пригодности заготовок колес:

Диаметр заготовки шестерни

Размер заготовки колеса закрытой передачи

Предельные значения -Dnpea и 5пред определяют по таблице

При невыполнении неравенств изменяют материал колес или вид термической обработки.

4. Проверить контактные напряжения , Н/мм2:

где,

а) К — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К=376, для прямозубых К =436;

б) окружная сила в зацеплении,

в) — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки

зубьями. Для прямозубых колес = 1 . Для косозубых— определяется по графику в зависимости от окружной скорости колес, и степени точности передачи

г) KHv= 1,04 — коэффициент динамической нагрузки, зависящий окружной скорости колес и степени точности передачи

5. Проверить напряжения изгиба зубьев шестерни и колёс

а) m-модуль зацепления; - ширина зубчатого венца колеса, мм; - окружная сила в зацеплении, Н;

б) - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колёс

в) - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колёс

г) KFv — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи

д) и — коэффициенты формы зуба шестерни и ко­леса. Определяются по таблице в зависимости от числа зубьев шестерни zl и колеса z2 для прямозубых колес.

е) — коэффициент, учитывающий наклон зу­ба. Для прямозубых колес Ув = 1;

ж) и — допускаемые напряжения изгиба шестер­ни и колеса, Н/мм2

Если при проверочном расчете значительно меньше , то это допустимо, так как нагрузочная способность большин­ства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью. Если >свыше 5%, то надо увеличить модуль т, соответственно пересчитать число зубьев шестерни zt и колеса z2 и повторить проверочный расчет на изгиб. При этом межосевое расстояние aw не изменяется, а следовательно, не нарушается контактная прочность передачи.

3.7 Расчёт нагрузки валов редуктора

3.7.1 Определение силы в зацеплении редукторной передачи, определение консольной силы. Построение силовой схемы нагрузки валов

Редукторные валы испытывают два вида деформации — изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со сторону двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом (червячном) зацеплении закры­той передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.

Определение сил в зацеплении закрытых передач

В проектируемых приводах конструируются цилиндрические косозубые редукторы с углом наклона зуба ( = 8...16°, кониче­ские редукторы с круговым зубом — = 35°, червячные редук­торы с углом профиля в осевом сечении червяка = 40°. Угол зацепления принят = 20°.

1. Червячная передача.

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

К муфте на быстроходном валу.

2. Консольная прямозубая передача.

Окружная на шестерне-колесе.

Радиальная на шестерне-колесе.

Общая на механизме:

3.8 Закрытая червячная передача

Рисунок 3.4– Силовая схема нагружения валов редуктора.

Силовая схема нагружения валов имеет целью определить направление сил в зацеплении редукторной пары, консольных сил со стороны открытых передач и муфты, реакций в подшип­никах, а также направление вращающих моментов и угловых скоростей валов.

Рекомендуется следующий порядок выполнения силовой схемы:

1. Наметить расположение элементов силовой схемы в соот­ветствии с кинематической схемой привода.

2. Произвольно расположить и разноцветно вычертить аксонометрические оси X, Y, Z (под углом 120°): векторы сил в зацеплении, консольных сил и реакций в подшипниках изобразить цветом соответствующей оси.

3 . Вычертить в произвольных размерах (соблюдая пропорции) валы, подшипники, редукторную пару, элемент открытой передачи и муфту в соответствии с условными обозначениями по ГОСТ 2.770—68 . Обозначить подшипники: А и В — на быстроходном валу, С и D — на тихоходном

4. Выбрать направление винтовой линии колес (червяка). g цилиндрических косозубых передачах принять шестерню с левым зубом, колесо — с правым; в конических передачах с круговыми зубьями — шестерню с правым зубом, колесо — с левым; направление витков червяка в червячной передаче — правое

5. Определить направление вращения быстроходного и ти­хоходного валов редуктора (и ) по направлению вращения двигателя.

Направление вращения двигателя выбрать в соответствии с направлением вращения приводного вала рабочей машины. Если привод реверсивный, то направление вращения двигателя можно выбрать произвольно. В приводах с коническими редукторами при правом зубе шестерни направление вращения двигателя следует принять по ходу часовой стрелки, если смотреть со стороны вершины делительного конуса шестерни; возникающая при этом осевая сила на шестерне Fa1 будет направлена к основанию делительного конуса, что исключит заклинивание зубьев в процессе зацепления.