Расчет и проектирование коническо-цилиндрического редуктора

240,76 мм

где с=430 для косозубых и шевронных передач;

yBA – коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию, который выбирают из единого ряда, рекомендованного ГОСТ 2185-66 [7табл. 12] с учетом расположения опор относительно зубчатого венца [7 табл. 13], yBA =0,315

KHb - коэффициент, учитывающий неравномерность расп

ределения нагрузки по ширине венца; для определения KHb можно воспользоваться зависимостью [6, с.3].

KHb = 1 + KHСb · (ybd )4/3 = 1 + 0,072 · 0,90564/3 = 1,063

Где

KHС =0,47 · gt / KСX

здесь KСX - коэффициент, зависящий от номера схемы (табл. 13);

KСX=6,5; КНС = 0,47 · 1 / 6,5 = 0,072

gt = 1 при твердости активной поверхности зубьев НВj min £ 350;

ybd - коэффициент ширины венца по диаметру;

ybd = 0,5 · ybа · (U2 + 1) = 0,5 · 0,315 · (4,5 + 1) = 0,866

Округляем aw до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 2185-66 [7табл. 14], aw = 250 мм

Находим ориентировочную ширину колеса:

bw‘ = yba · aw = 0,315 · 250 = 78,75 мм

и ширину шестерни:

bw3‘ =1,1 · bw4‘ = 1,1 · 78,75 = 86,63 мм

Округляем их до ближайшего значения из ряда Rа 20 [7, табл.9], bw4 = 80 мм и bw3 = 85 мм

Определяем диаметры начальных окружностей шестерни и колеса:

dw4 = dw3 · U2= 90,91 · 4,5 = 409,1 мм

Находим окружную скорость в зацеплении

3,14 · 232 · 69,5652 / 6 · 104 = 0,985 м/с

Степень точности цилиндрической передачи можно определить по формулам:

nст = 10,1 – 0,12 · V b > 0.

Если в результате расчета будет получено nст > 9, то нужно принять nст = 9.

Ориентировочно находим степень точности передачи

nст¢= 10,1 – 0,12 · V = 10,1 –0,12 · 0,985 = 9,982

принимаем nст = 9

Ориентировочно находим модуль передачи по формуле [6, с.6]

4400·955·(4,5+1)/250·85·237=4,588мм

km= 4400 для косозубых передач

Округляем mn‘ до ближайшего большего стандартного значения [7табл. 15], учитывая, что применение модуля меньше 2 мм для силовых передач нежелательно,

mn = 5

При выборе узла наклона зуба в косозубых передачах принимают во внимание ограничение по коэффициенту осевого перекрытия eb ³ 1,1, из которого следует

b‘ ³ bmin = arcsin · (1,1p · mn / bw4 )= arcsin · (1,1 · 3,14 · 5 / 80 )= =12,473º (7)

Угол наклона зуба в косозубых передачах выбирают в диапазоне 8°…16°. Если bmin попадает в указанный диапазон, следует принять предварительное значение угла наклона зуба b¢ = bmin , при bmin < 8° принимаем b‘= 16°, наконец, при bmin > 16° вместо первоначально выбранного значения yва принимают ближайшее большее стандартное значение yва и вновь проверяют условие (7).

Ориентировочно принимаем b‘= 15º

Рассчитываем ориентировочно суммарное число зубьев шестерни и колеса:

2 · 250 · cos(15) / 5 = 96,6 (8)

Округляем Zå' до ближайшего целого числа Zå = 97

Находим ориентировочно число зубьев шестерни:

Z3' = Zå /(U2 + 1) = 97/(4,5+1) = 17,63

Округляем Zå' до ближайшего целого числа Zå = 18

Определяем число зубьев колеса:

Z4 = Zå - Z3 = 97-18=79

Уточняем передаточное число:

U2Ф = Z4 / Z3 = 79/18 = 4,3888

Расхождение с принятым ранее номинальным передаточным числом не должно превышать ± 2,5% при U £ 4, и ± 4% при U > 4,5. Если это условие не выполняется, то при U > UФ увеличиваем Z4 и Z3 на единицу, оставляя неизменным Z3, а при U < UФ уменьшаем Z4 и Z3 на единицу.

Для нашего примера:

2,469% < 2,5%

Уточняем значение угла наклона зуба

b = arccos [(zå · mn) /(2 · aw )] = arccos (97 · 5 / 2 · 250) = 14,07° = 14°4'11,52''

3.3 Проверочный расчет цилиндрической передачи.

Определяем контактные напряжения [6, с.9]

где Zн – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев.

Zн =

где aw = at - угол профиля производящей рейки

at = arctg (tg a /cos b) = arctg (tg 20 / cos 14°4'11,52'' ) = 20°34'2,82''

Zε - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. Для

для косозубых и шевронных передач

= 0,76

εa - коэффициент перекрытия. Для передач, выполненных без смещения,

1,7314

Определяем коэффициент Zε

Zε=

Определяют коэффициент нагрузки

Кн = Кн a · Кн b · Кн v , где

Кнa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых передач Кнa = 1, для косозубых и шевронных передач

Кн a = 1 + 2,1 · 10-6 · nст4 · V + 0,02 · (nст - 6) 1,35 =1,1

Кнv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (табл. 10), Кн v = 1,016

Кн = Кн a · Кн b · Кн v = 1,1 · 1,06 x 1,016= 1,1846

Вычислим контактное напряжение по формуле (9)

Найдем

= 5,5 % (запас прочности)

Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе выполняется по формулам:

sF3 = YF3 · Yb · (2000 · T11 · KF ) / bw3 · dw3 · mn ≤ sFр3, (10)

sF4 = sF3 · (bw3 · YF4 / bw4 · YF3 ) ≤ sFр4,

где yb - коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Yb = 1 - b / 140° = 1 – 14,07/140 = 0,8995

YFj - коэффициент формы зуба;

YFj = 3,6 · (1-(0,07 / zjv)+ 71 / z2jv),

где Z jv – эквивалентное число зубьев, определяется по формуле:

Zjv = Z j / cos 3 b,

Z3v = Z 3 / cos 3 b = 18/cos3 14°4'11,52'' = 19,722

Z4v = Z 4 / cos 3 b = 79/ cos3 15°4'11,52'' = 86,558

YF3 = 4,2445

YF4 = 3,63

Коэффициент нагрузки КF определяем по формуле:

КF = КFa · КFb · КFv ,

где КFa для косозубых передач рассчитывают по формуле

КFa = [4 + (εa - 1) · (nст - 5)] / (4 · εa) = [4 + (1,7314 – 1)·(9-5)]/(4·1,7314)=4,422

КFb определяем по формуле

КFb = 1 + 1,5 · (Кнa - 1) = 1 + 1,5 · (1,063 – 1 ) = 1,0945

Кfv находим из выражения:

КFv = 1 + df · (Кнv - 1) / dн = 1,048

Находим КF :

К F = 1 · 1,0945 · 1,048=1,147

Определяем sFj по формуле (10)

Запас по прочности от 3 до 9 %

3.4 Определение диаметров окружностей зубчатых колес

Начальные окружности:

dw3 = (mn · z3 ) / cos b = 5 · 18 / cos 14°4'11,52'' = 92,7835 мм

dw4 = (mn · z4) / cos b = 5 · 77 / cos 14°4'11,52'' = 396,9072 мм

 Скачать реферат