Редуктор цилиндрический (стр. 2 из 7)

7. Определяем ширину зубчатых колёс

b₂ = y_ba·a_w = 0,315·160 = 50,4 мм.

По ГОСТ 6636-69 округляем до стандартного значения

b₂ = 55 мм.

Ширину зубчатого венца шестерни назначим на (5…8) мм. больше

b₁ = b₂+(5…8) = 55+(5…8) = (60…63) мм. принимаем

b₁ = 60 мм.

3. 2. Проверочный расчёт цилиндрической прямозубой передачи

Проверочный расчёт передачи проводим в соответствии с ГОСТ 21354-75.

3.2.1 Проверка передачи на контактную выносливость

.

Z_H=

(коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев).

a_w = 20° (угол зацепления).

Z_H =

1,76.

Z_M =

(коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых колёс, МПа ).

(приведенный модуль упругости).

E₁ = E₂ =2,1·10⁵ МПа.

E_пр=

2,1·10⁵ МПа.

m = 0,3 (коэффициент Пуассона).

Z_M =

271,1 МПа .

Z_e =

(коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий).

(коэффициент торцевого перекрытия).

e_a =

1,7.

Z_e =

0,9.

(окружная сила).

F_t =

=1300 Н.

K_H = K_Hb·K_HV (коэффициент нагрузки).

K_Hb – коэффициент концентрации нагрузки.

K

– коэффициент начальной концентрации нагрузки, выбирается в зависимости от .

Þ K = 1,26.

При непостоянной нагрузке K_Hb = (1-х)∙ K

+ х

х =

10^-4∙2,2+0,4∙1+0,4∙0,6+0,2∙0,3=0,7

K_Hb = (1-0,7) ∙1,26+0,7= 1,08.

Определяем K_HV (коэффициент динамичности) в зависимости от V (окружной скорости).

V =

2,8 м/с.

Принимаем 8-ю степень точности по рекомендации [2, с. 259] (тихоходные передачи машин низкой точности). Находим

K_HV = 1,22.

K_H = 1,08·1,22 = 1,3.

s_H =

318 МПа.

s_H = 706,8 < [s_H]_min = 828,3 МПа.

Недогрузка передачи составляет

Ds_H =

39% >[Ds_H]=(12…15)%, что указывает на возможность уменьшения габаритов передачи. Уменьшить межосевое расстояние нельзя по конструктивным соображениям. Изменим ширину зубчатых колес. Принимаем y_ba=0,25. Тогда b₂ =40 мм, b₁ =50, K =1,14, K_Hb = (1-0,7)1,14+0,7=1,042

K_H = 1,042·1,22 = 1,27.

s_H =

370 МПа.

Ds_H =

28% >[Ds_H]=(12…15)%

Однако дальнейшее уменьшение ширины колес может привести к возрастанию виброактивности колес. В связи с этим дальнейшее изменение размеров передачи нецелесообразно несмотря на ее значительную недогрузку.

3.2.2 Проверка передачи на изгибную выносливость

(условие работоспособности на изгиб для прямозубых колёс).

С достаточной степенью точности можно считать, что K_Fb = K_Hb, а K_FV = K_HV.

Y_F (коэффициент формы зуба) находим в зависимости от числа зубьев рассчитываемого колеса z и коэффициента смещения режущего инструмента x (x₁ = x₂ = 0)

Y_F1 = 4,07; Y_F2 = 3,61.

На изгибную выносливость проверяются зубья того колеса, для которого отношение

минимально.

Следовательно, на изгибную прочность проверяем зубья колеса.

s_F2 =

26 МПа.

s_F2 = 26 МПа < [s_F]₁ = 260 МПа.

Проверяем передачу на прочность зубьев при пиковых (кратковременных) перегрузках.

.

s_H =370 МПа,

, =1540 МПа

s_Hmax =

550 МПа < [s_H]_max = 1540 МПа.

Следовательно, контактная пластическая деформация зубьев (бринеллирование) будет отсутствовать.

s_{F max} =

816 < [s_F]_max = 900 МПа.

Следовательно, объёмная пластическая деформация будет отсутствовать.

3.3 Геометрические характеристики зацепления

Определяются только те геометрические характеристики, которые необходимы при вычерчивании зубчатого зацепления передачи и рабочих чертежей зубчатых колёс.

Расчёт геометрических размеров передачи внешнего зацепления производится по ГОСТ 16532-70.

Некоторые размеры и параметры передачи уже определены.

m_n = 4 мм; a_w = 160 мм; b₁ = 60 мм; b₂ = 55 мм; d₁ = 72 мм; d₂ = 252 мм; u = 3,5.

Диаметры окружностей выступов

d_a1 = d₁+2·(h

+x₁)· m_n; d_a2 = d₂+2·(h +x₂)· m_n.

h

= 1 (коэффициент высоты головки зуба исходного контура).

x₁ = x₂ = 0 (коэффициенты смещения режущего инструмента).

d_a1 = 72+2·(1+0)·2 = 76 мм;

d_a1 = 252+2·(1+0)·2 = 256 мм.

Диаметры окружностей впадин зубьев

d_f1 = d₁-2·(h

+c^*-x₁)· m_n; d_f2 = d₂-2·(h +c^*-x₂)· m_n.

c^* = 0,25 (коэффициент радиального зазора исходного контура).

d_f1 = 72-2·(1+0,25-0)·2 = 67 мм;

d_f2 = 252-2·(1+0,25-0)·2 = 247 мм.

3.4 Ориентировочная оценка КПД редуктора

Для одноступенчатого редуктора h_ред = h_пер = 1-y_з-(y_n+y_r).

y_з = 2,3·f·

(коэффициент, учитывающий потери в зацеплении; по данной зависимости определяется при x₁ = x₂ = 0).

f = (0,06…0,1) (коэффициент трения в зубчатом зацеплении).

Принимаем f = 0,07.

y_з = 2,3·0,07·

= 0,0115.

y_n – коэффициент, учитывающий потери в подшипниках.

y_r – коэффициент, учитывающий потери на разбрызгивание и перемещение масла (гидравлические потери).

(y_n+y_r) = 0,15…0,03.

Так как передача имеет невысокую окружную скорость (V = 2,8 м/с), принимаем (y_n+y_r) = 0,03. h_ред = 1-0,01-0,03 = 0,96.

Теоретическое определение потерь крайне затруднено, поэтому на практике КПД редукторов определяют на натуральных объектах, пользуясь специальными испытательными установками.

3.5 Определение усилий, действующих в зацеплении

Окружная сила F_t =

1300 Н.

Осевая сила F_a = F_t·tgb = 0, так как b = 0°.

Радиальная сила F_r =

473 Н.

4 Расчёт ремённой передачи

1. Размер сечения выбираем по рекомендации [1, с. 152] в зависимости от T_эд и n_эд.

T_эд =

26,7 Н·м.

Принимаем клиновой ремень нормального сечения типа А.

2. Назначаем расчётный диаметр малого шкива d_{р1 min}. По рекомендации [1, с. 151] для ремня сечения А имеем d_{р1 min} = 90 мм.