Редуктор 1-ступенчатый цилиндрический

     5.1. Определение межосевого  расстояния и назначение  модуля зацепления 

     Межосевое расстояние a_w (главный параметр) передачи определяем из условия обеспечения контактной прочности рабочих поверхностей зубьев, используя форм.(3.4) 

     

 

     в которой коэффициент  принимают равным 49,5 при расчете прямозубых цилиндрических колес, если вращающий момент на выходном валу Т₂  в Нмм; коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния принимают по табл. П.6 согласно стандартного ряда линейных размеров; – коэффициент, учитывающий неравномерный характер распределения нагрузки по длине зубьев (см. п.3.4.3).

     Для рассчитываемой прямозубой передачи принимаем:  К_а = 49,5,  Ψ_ва = 0,4,  К_Нb  = 1,05 и [σ_н] = 427 МПа, следовательно,

     

 

     В соответствии со стандартным рядом по СТ СЭВ 229-75 (см. табл. П.10) назначаем a_w = 140 мм.

     При выборе модуля прямозубого зацепления необходимо предусмотреть, чтобы отношение 2a_w/m было целым числом, поскольку оно равно сумме зубьев шестерни и колеса; поэтому принимаем m = 2,5 мм, что так же удовлетворяет условию (3.5). 

     5.2. Определение чисел зубьев колес 

     В прямозубом цилиндрическом зацеплении b = 0^о, поэтому вначале найдем суммарное число зубьев в передаче

      

, а затем и   .

      Принимаем , тогда , и фактическое передаточное число передачи составит:  u = Z₂/Z₁ = 75/37 = 2,03,  что менее чем на  1%  отличается от требуемого техническим заданием (при нормативном – 4%). 
 
 
 
 
 
 
 

       5.3. Определение основных геометрических параметров зубчатых колес 

     Основные  геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи показаны на рис. П.5.1. Ширину венца зубчатых колес, диаметры окружностей: делительной (d), впадин (d_f) и вершин (d_a) зубьев определяем по формулам табл.5.2 и результаты расчета отдельно для шестерни и колеса заносим в табл. П.5.1

                                    Рис. П.5.1. Основные геометрические параметры 

     цилиндрической  зубчатой передачи  
 

Таблица П.5.1

Основные  расчетные параметры проектируемых  цилиндрических зубчатых передач (при

0,4) 

     Примечание. Размеры ступицы колес рассчитаны ниже, и результаты расчета приведены  в табл.П.7.1. 
 

     Силы  в зацеплении колес 

     Составляющие  нормальной силы F_n , действующей в зацеплении зубчатых колес, определяем по формулам табл. 5.1 и результаты расчетов заносим в табл. П.5.2:  
 
 
 
 
 
 
 
 
 

      Таблица П.5.2

     Значения  сил в зацеплении колес (при a_w = a  = 20°) 

 
 

     5.4. Проверка зубьев колес на контактную выносливость 

     Расчет  производится с целью исключения возможности выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. При найденных выше значениях параметров зубчатой передачи определяем рабочее контактное напряжение и сравниваем его с расчетным допускаемым контактным напряжением ; при этом используем зависимость (3.8): 

     

. 

     Для определения расчетных значений коэффициентов, входящих в эту формулу, вычисляем окружную скорость колес

     υ = 0,5d₁ω₁ = 0,5∙92,5∙10^-3∙23 = 1,1 м/с,

     по  которой (см. табл. П.7) назначаем 9-ю степень точности их изготовления: = 9.

     Коэффициент динамичности нагрузки : согласно табл. П.11 = 1,05 – для прямозубой передачи (при окружной скорости колес υ = 1,1 м/с);

       коэффициент  , учитывающий характер распределения нагрузки между зубьями в прямозубом зацеплении ,

     Значение  коэффициента было принято ранее: 1,05.

     При фактическом значении передаточного  числа передачи 2,03 расчетное контактное напряжение в прямозубой передаче при её параметрах и найденных значениях расчетных коэффициентов: 

     

< 427 МПа. 

     Недогрузка  этой передачи составляет 12% , что меньше нормативного показателя в 20% для прямозубых передач и поэтому допустима. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

      5.5. Проверка прочности зубьев колес на усталость при изгибе 

     Предотвращение  усталостной поломки зубьев шестерни или колеса от напряжений изгиба гарантируется при соблюдении условия

     

     где

– окружная сила; – ширина венца шестерни (или колеса); – коэффициент формы зуба, определяемый по табл. П.12 отдельно для шестерни и колеса в зависимости от числа зубьев (или эквивалентного числа зубьев ); коэффициент динамичности нагрузки, который находят по табл. П.11, а коэффициент определяют по формуле (3.11); – коэффициент повышения изгибной прочности зубьев косозубых передач по сравнению с прямозубыми: для прямозубых ,

     для прямозубых колес – 

= 1,28.

     При эквивалентных числах зубьев шестерни и колеса

     

     

     коэффициенты  формы зуба (см. табл. П.12):  для  прямозубых колёс  (при  и 75):  3,75  и 3,61. Тогда расчетные напряжения изгиба в основании зубьев колеса и шестерни составят соответственно: 

     – для прямозубой передачи:

     

     

     Условия прочности выполняются,  поэтому прочность зубьев  на изгиб обеспечивается. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

      6. Предварительный расчет валов редуктора и эскизная компоновка  передачи. 

     6.1. Предварительный  расчет 

     Исходными данными для расчета валов  на этом этапе являются вращающие моменты и , передаваемые валами.

     Назначаем материалы валов из числа рекомендуемых: для тихоходного вала примем сталь 45 в состоянии нормализации (σ_Т  = 290 МПа и σ_в = 570 МПа), при этом имеем в виду, что материал для вала-шестерни (быстроходный вал редуктора) был выбран ранее при расчете зубчатых передач. Хвостовики (концевые участки входных и выходных валов) выполняем цилиндрическими. Их диаметр d_х определяем из расчета на кручение при пониженных допускаемых касательных напряжениях [t] = 12…20 МПа по формуле, приведенной в табл. 7.1, с последующим округлением до стандартного значения. Эти и многие другие данные, полученные на этом этапе расчета применительно к выбранной ранее типовой схеме компоновки передачи в редукторе (см. рис. П.7.1), заносим в табл. П.7.1.

     По  найденным размерам (включая размеры  зубчатых колес) делаем эскизную компоновку редуктора на миллиметровке (в масштабе 1:2), соблюдая порядок выполнения, описанный в п.6. За основу берем эскиз компоновки цилиндрической зубчатой передачи, приведенный на рис. 7.1: для облегчения дальнейшей работы над составлением рабочих чертежей отдельных деталей привода рядом с обозначением  рассчитанных параметров проставляем в скобках их числовые значения. Затем строим расчетные схемы валов и приступаем ко 2-му этапу: расчету валов на статическую прочность. 

6.2. Эскизная компоновка редуктора 

Эскизная компоновка имеет своей целью конструктивно  оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и крышки подшипников. Компоновочный чертеж выполняем  на миллиметровой бумаге в масштабе 1:2 в одной проекции. За основу берем  схему передачи, представленную на рис. П.7.1. Эскизную компоновку проектируемой передачи выполняем в следующей последовательности: проводим линию, соответствующую средней плоскости редуктора, и наносим осевые линии валов на расстоянии ; затем изображаем валы с соблюдением размеров, определенных в п. 7.1, при этом шестерню выполняем за одно целое с быстроходным валом (вал-шестерня); после чего вычерчиваем зубчатое колесо тихоходного вала по данным табл. П.3.2 и рис. П.3.1, показываем в разрезе подшипники качения (одну половину полностью, а для второй наносим лишь габариты).