4.3. Определение геометрических и кинематических параметров быстроходной ступени редуктора (колёса косозубые)
Межосевое расстояние быстроходной ступени, мм:
аωб = аωт;
аωб =196 мм;
Модуль зацепления, мм:
m = (0,01 ÷ 0,02) . аωб; (4.56)
m = 0,015 . 196 = 3,16 мм.
Полученное значение округляем до стандартного: m = 3,5 мм.
Число зубьев:
шестерни:
Z1 = ; (4.57)
Где – угол наклона зубьев β косозубых зубчатых колёс выбирается из условия получения коэффициента торцового перекрытия εα более 1,1, которому соответствуют значения β = (8 ÷ 18)0. При расчёте передачи первоначально принимается любое значение угла β из указанного интервала.
Число зубьев шестерни быстроходной ступени должно находиться в интервале Z1 = (22 ÷ 35) зубьев.
Z1 = = 29,24;
округляем до целого числа: Z1 = 29;
колеса:
Z2 = UБ. Z1; (4.58)
Z2 = 2.7 . 29 = 78,3;
округляем до целого числа: Z2 = 79.
Уточнённое значение угла наклона зубьев, град:
cos β = ; (4.59)
cos β = = 0.964, β = 15022´;
Делительные диаметры, мм:
шестерни:
d1 = ; (4.60)
d1 = = 105,2 мм;
колеса:
d = ; (4.61)
d2 = = 286,8 мм;
Диаметры вершин зубьев, мм;
шестерни:
dа1 = d1 + 2 . m; (4.62)
dа1 = 105,2 + 2 . 3,5 = 112,2 мм;
колеса:
dа2 = d2 + 2 . m; (4.63)
dа2 = 286,8 + 2 . 3,5 = 293,8 мм;
Диаметры впадин зубьев, мм;
шестерни:
df1 = d1 – 2,5 . m; (4.64)
df1 = 105,2 – 2,5 . 3,5 = 99,55 мм;
колеса:
df2 = d2 – 2,5 . m; (4.65)
df2 = 286,8 – 2,5 . 3,5 = 278,05 мм;
Рабочая ширина зубчатого венца, мм;
колеса:
b2 = ψba. аωБ; (4.66)
b2 = 0,4 . 196 = 78,4 мм;
Округляем до целого числа – b2 = 78 мм.
шестерни:
b1 = b2 + m; (4.67)
b1 = 78,4 + 3,5 = 81,9 мм;
Округляем до целого числа – b1 = 82 мм.
Окружная скорость зубчатых колёс, м/с:
V1 = ; (4.68)
V1 = = 3,56 м/с;
4.3.1. Проверочный расчёт зубьев колёс на контактную прочность
Рабочие контактное напряжение, МПа;
σн = ZE. ZH. Zε.; (4.69)
где: ZE = 190 – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колёс, изготовленных из стали;
ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления;
ZH = ; (4.70)
где: αt – делительный угол профиля в торцовом сечении, град;
αt = arctg ; (4.71)
αt = arctg = 20.680;
αtω – угол зацепления, град;
для передач без смещения αtω = αt;
βb – основной угол наклона, град;
βb = arcsin(sin β . cos 200); (4.72)
βb = arcsin(sin 15º22´ . cos 200) = 14,40; (4.73)
ZH = = 2.42;
Zε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий косозубой передачи;
Zε = ; (4.74)
где: εα – коэффициент торцового перекрытия для передач без смещения, при β < 200;
εα = 1,88 - 3,22 . () . cos β; (4.75)
εα = 1,88 - 3,22. () . cos 15022´= 1,67;
Zε = = 0,775;
Ft1 – окружная сила на делительном диаметре, Н;
Ft1 = ; (4.76)
Ft1 = = 1568 Н;
КА = 1.1 – смотреть п. 4.2.1.
КHV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку;
КHV = 1 + ; (4.77)
где: ωHV – удельная окружная динамическая сила, Н/мм;
ωHV = δН. q0. V1.; (4.78)
где: δН = 0,02 – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи;
q0 = 5,6 – смотреть п. 4.2.1.
ωHV = 0.02 . 5,6 . 3,56 . = 3,397;
КHV = 1 + = 1,162;
КHβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;
КHβ = 1 + (K0Hβ– 1) . КHω; (4.79)
где: K0Hβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы передачи;
K0Hβ = 1,1
КHω – коэффициент, учитывающий приработку зубьев;
КHω = 1 – ; (4.80)
КHω = 1 – = 0.32;
КHβ = 1 + (1.1– 1) . 0.32 = 1.032;
КHα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
КHα = 0,9 + 0,4 .; (4.81)
где: εγ – суммарный коэффициент перекрытия;
εγ= εα + εβ; (4.82)
εα – коэффициент торцового перекрытия;
εα= εα1 + εα2; (4.83)
где:
εα1 = ; (4.84)
εα2 = ; (4.85)
где: αα1, αα2 – углы профиля зуба в точках на окружностях вершин, град;
αα1 = arcos ; (4.86)
αα2 = arcos ; (4.87)
где: db1, db2 – основные диаметры шестерни и колеса, мм;
db1 = d1. cos αt; (4.88)
db1 = 105,3 . cos 20.680 = 98,5 мм;
db2 = d2. cos αt; (4.89)
db2 = 268,8 . cos 20.680 = 283,3 мм;
αα1 = arcos = 28,680;
αα2 = arcos = 24,040;
εα1 = = 0,784;
εα2 = = 0,868;
εα= 0,784 + 0,868 = 1,65;
εβ – коэффициент осевого перекрытия;
εβ = ; (4.90)
где: PX – осевой шаг, мм;
PX = ; (4.91)
PX = = 41,49 мм;
εβ = = 1,976;
εγ= 1,65 + 1,976 = 3,626;
КHα = 1,05;
Найдя все необходимые коэффициенты и подставив их в формулу рабочего контактного напряжения, найдем σН:
σн = 190 . 2,42 . 0,775 . = 209,2 МПа.
... вращения и угловых скоростей валов привода. n=1450 мин-1; c-1, Вал II: мин-1; c-1, Вал III: мин-1; c-1, Вал IV: мин-1; c-1. Определение вращающих моментов на валах привода. Н∙м; Вал II: Н∙м; Вал III: Н∙м; Вал IV: Н∙м. 2 ВЫБОР МАТЕРИАЛА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ Выбираю материалы со средними механическими ...
дрические, конические, коническо-цилиндрические), относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), особенностями кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью). Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы. Сборку редуктора производят в соответствии со сборочным ...
... . , диаметр под подшипник принимаем . , где . , диаметр буртика под подшипник принимаем: 6. Эскизная компоновка редуктора. 6.1 исходные данные: , , . 6.2 Построение схемы эскизной компоновки редуктора, и расчет всех размеров. , принимаем: . . 7.Выбор подшипников качения. 7.1 Исходные данные: Быстроходный вал: , , . Промежуточный ...
... a2= m(z1+z2)/2= 0,3(24+49)/2= 10,95 a3= m(z1+z2)/2= 0,3(24+54)/2= 11,7 a4= m(z1+z2)/2= 0,3(24+55)/2= 11,85 a5= m(z1+z2)/2= 0,3(24+68)/2= 13,8 Определим ширину венца: b= (3…15)m= 10·0,3= 3 Определим высоту зуба: h= 2,5m= 2,5·0,3= 0,75 5. Разработка конструкций редуктора Разработка конструкции состоит в расчете и выборе его элементов: зубчатые колеса, валы, подшипники и корпуса. ...
0 комментариев