Рассчитать и спроектировать одноступенчатый, цилиндрический, шевронный редуктор общего назначения

     Значение  Z1 округляю до ближайшего целого числа: Z1 = 23

     4.1.7 Определяю число зубьев колеса:

     Z2 = Z∑ - Z1 = 114 – 23 = 91 

     4.1.8  Определяю фактическое передаточное  число Uф и проверяю его отклонение ∆U от заданного U:

     Uф = Z2 / Z1 = 91 / 23 = 3,956;

     ∆U = (стр. 60 [1]).

     ∆U =

     Полученное  значение отклонения удовлетворяет  условию:

     ∆U ≤ 4%

     4.1.9 Определяю фактическое межосевое  расстояние:

      аw = (Z1 + Z2) * М / (2cosβ) = (23+91) *2 / (2*cos10) =228 / 1,969=115,8 мм.

      4.1.10 Определяем основные геометрические  параметры передачи:

      d1 = M* Z1 / cosβ = 2*23 / 0,984 = 46,747 мм.

      d2 = M*Z2 / cosβ= 2*91 / 0,984 = 184,959 мм.

      dа1 = d1+2М = 46,747+2*2 = 50,747 мм.

      dа2 = d2+2М = 184,959+2*2 = 188,954 мм.

      df1 = d1 - 2,4М = 46,747 - 4,8 = 41,947 мм.

      df2 = d2 - 2,4М = 184,959 - 4,8 = 180,159 мм.

     b2 = Ψа * аw = 0,32 * 116 = 37,12 мм.

     У шевронных передач b1 = b2: b1 = 37,12 мм. Точность вычисления делительных диаметров колес до 0,1 мм., значение ширины зубчатых венцов округляем до целого числа по нормальным линейным размерам (табл. 13.15, стр. 313 [1]).

     Составляем  табличный ответ:

Параметр, мм.	Шестерня	Колесо
Делительный диаметр, d	46	184
Диаметр вершин зубьев, dа	50	188
Диаметр впадин зубьев, df	42	180
Ширина  венца, b	39	39

      

     4.2 Проверочный расчет:

     4.2.1 Проверяем межосевое расстояние:

     аw = (d1 + d2) / 2 = (46,747+184,959) / 2 = 115,853 мм.

     4.2.2 Проверяем пригодность заготовок  колес:

     Условие пригодности заготовок колес:

     Dзаг ≤ Dпред.; Сзаг (Sзаг) ≤ Sпред.

      Dзаг1 = dа1+ 6 мм. = 50,747+6 = 56,747 мм., т.к Dпред = 125 мм. выполняется условие: 56,747≤125, заготовка пригодна.

     Sзаг2 = b2+4 мм. = 37,12+4 = 41,12 мм., т.к. Sпред. = 80 мм. выполняется условие: 41,12≤80, заготовка пригодна.

     4.2.3 Проверяю контактные напряжения Gн, Н/мм²:

     Gн = К* ≤ [Gн]

     где К – вспомогательный коэффициент. Для шевронных передач К = 376 (стр. 61 [1]).

     FT = 2 Т III * 10 / d2 = 2*143198 / 185,231 = 1546,155 – окружная сила зацеплений, Н.

     Кнα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для шевронных передач Кнα определяют по графику (рис. 4.2., стр. 63 [1]) в зависимости от окружной скорости колес V и степени точности передач.

      V = WIII * d2 / 2*10 = 12,563*184,959 / 2000 = 1,161 м/с.

      Степень точности передачи – 9 (табл. 4.2., стр. 62 [1])

      Кнα = 1,12.

      Кнβ = 1 (стр. 59 [1]) – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

      Кнν – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес V и степени точности передач. Кнν = 1,01(табл. 4.3., стр. 62 [1])

     Gн =376 =376 =412 Н/мм²

     В данном случае [Gн] = 418 Н/мм². Наблюдается недогрузка передачи на 1,4%. Допускаемая недогрузка 10%, условие выполнено.

     4.2.4 Проверяем напряжение изгиба  зубьев шестерни GF1 и колеса GF2, Н/мм².

     GF2 = YF2*Yβ * КFα* КFβ* КFV≤ [G]F2

     GF1 = GF2 * YF1 / YF2 ≤ [G]F1

     где М – модуль зацепления, мм.

     b2 – ширина зубчатого венца колеса, мм.

     FT – окружная сила зацеплений, Н.

     КFα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для шевронных передач КFα =1(стр. 63 [1]).

      КFβ –коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. КFβ =1(стр. 63 [1]).

      КFV – коэффициент динамической нагрузки. КFV = 1,01(табл. 4.3., стр. 62 [1]).

     YF1 и YF2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются по таблице 4.4, стр. 64[1] в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни Z1 , и колеса Z2.

     ZV1 = Z1 / cosβ = 23 / 0,952 =24,159; YF1 = 3,7

     ZV2 = Z2 / cosβ² = 91 / 0,968 =94,008; YF2 = 3,62

     Yβ = 1 - β /140 = 1 – 10 / 140 = 0,929 – коэффициент, учитывающий наклон зуба.

     GF2 = 3,62*0,929 *1,04 = 69,327 Н/мм²

     GF1 = 69,327*3,7 / 3,62 = 70,859 Н/мм²

     Если GF значительно меньше [G]F, то это допустимо, т.к. нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью. Условие выполнено.

     4.2.5 Составляем табличный ответ:

     Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм.

     Проверочный расчет: 
 

Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечания
Контактные  напряжения, Gн	418 Н/мм²	412 Н/мм²	-1,4%
Напряжения  изгиба, GF1	256 Н/мм²	70,859 Н/мм²	-72%
Напряжения  изгиба, GF2	199 Н/мм²	69,327 Н/мм²	-65%

        

     Проектный расчет: 

Параметр	Значения
Межосевое расстояние, аw мм. Модуль  зацепления, мм. Ширина  зубчатого венца: шестерни, b1 колеса, b2 Угол  наклона зубьев, β Диаметр делительной окружности: шестерни, d1 колеса, d2 Число зубьев шестерни, Z1 Число зубьев колеса, Z2 Диаметр окружности вершин шестерни, dа1 колеса, dа2 Диаметр окружности впадин шестерни, df1 колеса, df2 Вид зубьев	116 2  39 39 10° 57984’  46,747 184,959 23 91  50,747 188,959  41,947 180,159 Шевронные

5. Проектный расчет  валов редуктора

     5.1Выбор материала валов.

       Для валов в проектируемом  редукторе рекомендуют применять  сталь 45.

     5.2 Выбор допускаемых напряжений.

     Проектный расчет валов выполняется по напряжениям  кручения. Поэтому допускаемое напряжение: [τ]к  = 10 … 20 Н/мм². При этом меньшее [τ]к   = 10 Н/мм² - для быстроходного вала, а большее [τ]к   = 20 Н/мм² - для тихоходного вала.

          5.3 Определение сил в зацеплении закрытых передач:

     Силы  в зацеплении закрытой передачи

Вид передачи	Силы  в зацеплении	Значение  силы, Н
		На  шестерни	На колесе
Цилиндрическая	Окружная, FT	1546,155	1546,155
Шевронная	Радиальная, FR	567,339	567,339

 

     FT1 = FT2

     FT2 = 2*Т III * 10 / d2 = 2*143198 / 185,231 = 1546,155 Н

     FR1 = FR2

     FR2 = FT2 = 1546,155*0,364 / 0,992 = 567,339 Н

      Угол  зацепления α принят за 20° (стр. 96 [1]).

      5.4 Определяем консольные силы:

      Консольные  силы

Вид открытой передачи	Характер силы по направлению	Значение силы, Н
Клиноременная	Радиальная	874,051