Расчет прямозубой цилиндрической передачиВведение Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненного в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя рабочей машине с понижением угловой скорости и повышение вращающегося момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна или стального сварного), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.
Применение соосной схемы позволяет получить меньшие габариты по длине, что и является ее основным достоинством. К числу недостатков соосных редукторов относятся: а) Затруднительность смазки подшипников, находящихся в средней части корпуса. б) Большое расстояние между порами промежуточного вала, что требует увеличение его диаметра для обеспечения достаточной прочности и жесткости.
Очевидно, применение соосных редукторов ограничивается случаями, когда нет необходимости иметь два конца вала быстроходного и тихоходного, а совпадение геометрически осей входного и выходного валов удобно при намеченной общей компоновке привода. 1. Нагрузочные параметры передачи. | Расчет и проектирование элементов редуктора | | Нагрузочные параметры передачи |  Угловая скорость тихоходного вала w 2 =9,42 рад/с.; угловая скорость быстроходного вала:  Мощность на валах тихоходном валу Р 2 =6 кВт.
Мощность на быстроходном валу:  , где    Крутящий момент на быстроходном валу:  Крутящий момент на тихоходном валу:  Расчетные крутящие моменты принимаются: Т 1Н =Т 1 F = T 1 =201,055  ; Т 2Н =Т 2 F = T 2 =636.943  Суммарное число циклов нагружения зубьев за весь срок службы передачи, соответственно для зубьев шестерни и колеса равны:   Переменность нагрузки в передаче при тяжелом режиме нагружения учитывается коэффициентами нагру | Нагрузочные параметры передачи |  жения, которые назначаем, ориентируясь на стальные колеса: К НЕ =0,50, при расчете на контактную выносливость. К FE =0,30, при расчете на выносливость при изгибе.
Эквивалентное число циклов нагружения зубьев шестерни и колеса:  Максимальная нагрузка на зубья передачи при кратковременных нагрузках:  2. Расчет на прочность зубчатой передачи. | Расчет и проектирование элементов редуктора | | Расчет на прочность зубчатой передачи |  Минимальное межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи:  Передача предназначена для индивидуального производства и Ки ней не предъявляются жесткие требования к габаритам. Но учитывая значительные кратковременные перегрузки, принимаем для изготовления зубчатых колес следующие материалы: | Параметр | Для шестерни | Для колеса | | Материал | Сталь 45 | Сталь 40 | | Температура закалки в масле, 0 С | 840 | 850 | | Температура отпуска, 0 С | 400 | 400 | | Твердость НВ | 350 | 310 | | В, МПа | 940 | 805 | | Т, МПа | 785 | 637 | Допускаемое контактное напряжение:  Для зубьев шестерни определяется: - предел ограниченной контактной выносливости поверхности зубьев при базе испытаний N HO  Предварительно принимается: - коэффициент безопасности для колес с однородной структурой зубьев. S H =1.1 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности Z R =0.95 Коэффициент долговечности находится с учетом базы испытаний и эквивалентного числа циклов нагружения зубьев. | Расчет на прочность зубчатой передачи |  База испытаний определяется в зависимости:  Так как  k HL =1. Допускаемое контактное напряжение:  Для зубьев колеса соответственно определяется:  S H =1.1 Z R =0.95  Так как:  k HL 2 =1 Допускаемое контактное напряжение:  Допускаемого контактного напряжение:  Число зубьев шестерни принимаем: Z 1 =26 Число зубьев колеса:  , принимаем Z 2 =86 Фактическое передаточное число передачи:  Угол наклона линии зубьев = 12 0 Вспомогательный коэффициент k a =430 Коэффициент ширины зубчатог | Расчет на прочность зубчатой передачи |  о венца a =0.4, и соответственно:  Коэффициент k HB , учитывающий распределение нагрузки по ширине венца k HB =1, 05 Минимальное межосевое расстояние:  Нормальный модуль зубьев:  По ГОСТ 9563-90 принимаем m n =5 мм Фактическое межосевое расстояние  w =330, тогда фактическое угол наклона зубьев:  По ГОСТ 13755-81 для цилиндрических зубчатых передач: - угол главного профиля =20 0 - коэффициент высоты зуба h a * =1 - коэффициент радиального зазора с * =0.25 - коэффициент высоты ножки зуба h * f =1.25 - коэффициент радиуса кривизны переходной кривой р * =0.38 Размеры зубчатого венца колеса: Внешний делительный диаметр колеса:     Размеры зубчатого венца шестерни | Расчет на прочность зубчатой передачи |  Внешний делительный диаметр колеса:  Внешний диаметр вершин зубьев:    Окружная скорость зубчатых колес:  Эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:  Номинальная окружная сила в зацеплении:  Коэффициент торцевого перекрытия:  Коэффициент осевого перекрытия:  Расчет на выносливость зубьев при изгибе:  Коэффициенты, учитывающие форму зуба принимаем: Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев: Z H =1.77* cos =1.77*0.848=1,501 Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес: Z M = 275 Н 1/2 /мм | Расчет на прочность зубчатой передачи |  Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:  Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями: k H =1.13; k H =1.05 Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении: K H v =1.03 Удельная расчетная окружная сила:  Допустимое контактное напряжение:   Допускаемое предельное контактное напряжение:  Расчет на контактную прочность:  Условие при расчете выносливости зубьев при изгибе:  Коэффициент, учитывающий форму зуба: Y F 1 =3.84, для зубьев шестерни Y F 2 =3. 61 , для зубьев колеса Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев Y =1 Коэффициент, учитывающий наклон зубьев:  Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:  Коэффициент, учитывающий распределение на | Расчет на прочность зубчатой передачи |  грузки по ширине венца:  F =1.1 Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении: K Fv =1.07 Удельная расчетная окружная сила:  Допустимое напряжение на изгиб:  Для зубьев шестерни определяем: Предел ограниченной выносливости зубьев на изгиб при базе испытаний 4*10 6 :  Коэффициент безопасности для колес с однородной структурой материала принимаем S F =1.7 Коэффициент учитывающий влияние приложение нагрузки на зубья k FC =1 -для нереверсивной передачи.
Коэффициент долговечности находим по формуле:  , поэтому принимаем k FL =1  Для зубьев колеса соответственно определяем:   S F =1.7; k FC =1; k FL =1; т . к N FE2 =3.24*10 7 >4*10 6  Расчет на выносливость при изгибе: | Расчет на прочность зубчатой передачи |   Допустимое предельное напряжение на изгиб:  Предельное напряжение не вызывающая остаточной деформации или хрупкого излома зубьев для шестерни и колеса.  Принимаем коэффициент безопасности S F =1,7   Расчет на прочность при изгибе для шестерни:  Расчет на прочность при изгибе для колеса:  3.Усилия в зацеплении зубчатой передачи и нагрузки на валы Усилия в зацеплении прямозубых цилиндрических зубчатых колес определяются по формулам: Окружное усилие:  | Расчет и проектирование элементов редуктора | | Усилия в зацеплении зубчатой передачи и нагрузки на валы |  Радиальное усилие:  Осевое усилие:  4. Расчет тихоходного вала и выбор подшипников. Для предварительного расчета принимаем материал для изготовления вала: | Расчет и проектирование элементов редуктора | | Расчет тихоходного вала и выбор подшипников |  МатериалСталь 40 нормализованная в =550 МПа Т = 2 80 МПа Допустимое напряжение на кручение [ ]=35 МПа Диаметр выходного участка вала:  Для определения расстояния между опорами вала предварительно находим: - длина ступицы зубчатого колеса l ст =80 мм - расстояние от торца ступицы до внутренней стенки корпуса =8мм. - толщина стенки корпуса:  - ширина фланца корпуса:  - диаметр соединительных болтов:  - размеры для установки соединительных болтов:  - ширина подшипника В=22 мм принята первоначально для подшипника 212 с внутренним посадочным диаметром 60 мм и наружным диаметром 110 мм. - размеры h 1 =14 мм и h 2 =10 мм назначены с учетом размеров крышек для подшипников с наружным диаметром 111 мм. - ширина мазеудерживающего кольца с=6мм и расстояние до подшипника f =6мм, (смазка подшипника пластичной смазкой ( V =2,939 м/с l k 18мм Таким образом, расстояние между опорами вала равно:  так, как колесо расположено на валу симметрично относительно его опор, то а=в=0,5* l =0.5*138=69 мм | Расчет тихоходного вала и выбор подшипников |  Конструирование вала: Диаметры: - выходного участка вала d 1 =40 мм - в месте установки уплотнений d 2 =55 мм - в месте установки подшипника d 3 =60 мм - в месте посадки колеса d 4 =63 мм Длины участков валов: - выходного участка l 1 =2 d 1 =2*40=80 мм - в месте установки уплотнений l 2 =45 мм - под подшипник l 3 = B =22 мм - под мазеудерживающее кольцо l 4 = l k +2=18+2=20 мм - для посадки колеса l 5 = l СТ -4=80-4=76 мм Проверка статической прочности валов | Расчет тихоходного вала и выбор подшипников |  Радиальные реакции в опорах вала находим в двух взаимно перпендикулярных плоскостях.
|