Энергетический и кинематический расчет привода (стр. 3 из 4)

(3.9)

Примем

= 0,255 .

Тогда получим значение межосевого расстояния, округленное до стандартного:

(3.10)

Назначим модуль зацепления: m_n=0.018*a_w=1,3; Выберем стандартный модуль зацепления m=2.5 Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

(3.11)

где:

может принять значение в диапазоне от 0,86 до 0,88. Примем: ' = 0,87;

Округлим до целого значения, получив при этом =97. Далее уточним значение угла наклона зубьев:

, откуда:

.

Определим число зубьев шестерни:

(3.12)

Тогда:

Проверим верность расчета:

(3.13)

Выполнение условия (3.15) свидетельствует о верности расчета.

Основные параметры зубчатых колес

Минимальное число зубьев, которое можно нарезать без смещения:

Так как , нарезаем колеса без смещения.

Начальные (делительные) диаметры зубчатых колес:

Диаметры окружностей выступов:

(3.14)

Диаметры окружностей впадин:

Ширина колес должна удовлетворять условию

, примем b = 20 (мм), что соответствует условию.

Линейная скорость:

(3.15)

По таблице П. 14 [1, стр. 73], выбираем точности изготовления колес, в зависимости от линейной скорости. Как видно, для их изготовления достаточна восьмая (средняя) степень точности.

Определяем силу в зацеплении

Окружные силы:

Радиальные силы:

Осевые силы:

- коэффициент, учитывающий форму сопрягаемых поверхностей

3.3. Проверочный расчет зубчатых передач

Определяем фактические контактные напряжения:

z„ = 1,76^0,973 =1,733;

Коэффициент, учитывающий перекрытие: Т

^zi =

s_a - коэффициент торцевого перекрытия, который равен:

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба определяем по рисунку 4.2 [1, стр. 20]: к_1ф= 1,3.

Коэффициент динамической нагрузки определяем из таблицы П.16 [1, стр.74]: ^,=1,02.

Теперь можем подставить значения всех найденных коэффициентов и выполнить проверку неравенства:

Далее определяем фактические напряжения изгиба для более слабых зубьев. Эквивалентное число зубьев прямозубых колес:

Теперь по рисунку 4.3 [1, стр. 21] определяем коэффициенты формы зубьев зубчатых колес Y_F];Y_F2, в зависимости от значений z_vl;z_v2. Итак, получили:

У_л(х = 0,006;г = 21)*4.15;

F_F2(x = -0.006;z = 9l)*3,72.

Расчет фактического напряжения изгиба ведем для колеса, у которого отношение окажется меньше:

Как видно, расчет будем вести для шестерни: FY к к Y

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба определяем по рисунку 4.2 [1, стр. 20]: k_Fp = 1,3.

Коэффициент динамической нагрузки определяем из таблицы П. 16 [1, стр. 74]:

*,_у=1,09.

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев:

Теперь можем подставить значения всех найденных коэффициентов и выполнить проверку неравенства:

Выполнение условий проверочного расчета зубчатой передачи свидетельствует о верности выполнения основного расчета.

4. КОНСТРУИРОВАНИЕ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА

4.1. Конструирование ведущего вала

Выполним вал вместе с зубчатым колесом.

Определяем диаметр хвостовика вала из условий кручения:

rf_M >(5,6 + 5,8)^; (4.1)

d_hx = 5,6 ■ ^/233.82 = 34.5 [лш].

Примемd_hl = 35 [лш].

Далее назначаем диаметр под уплотнение:

^,=4,+(2 + 5); (4.2)

d_y] =35 + 3 = 38[лш].

По данным таблицы П.41 [1, стр. 94] выбираем уплотнение: манжету резиновую армированную с размерами, мм: 38x58x10.

Теперь назначаем диаметр под подшипник d_n], мм. Эта величина должна быть

больше d _х и кратна 5 мм. Берем d_nl = 40[лш].

По таблице П.20 [1, стр. 79] выбираем подшипник шариковый, радиально-упорный, легкой серии по принятому диаметру d_n]. Параметры выбранного подшипника сводим в таблицу 4.1:

Таблица 4.1 Шарикоподшипник радиально-упорный под ведущий вал

Обозначение	Размеры, мм			Грузоподъемность, кН
36208	d	D	В	С	Со
	40	80	18	30	23,2

d_H]=d_n]+5 (4.2)

Диаметр упорного буртика:

'„,+5;

d_hl = 40 + 5 = 45 [мм]. (4.3)

4.2. Конструирование ведомого вала

По крутящему моменту ведомого вала, по таблице П. 17 [1, стр. 75] так, чтобы выполнялось условие: Т_м > 0,95Г₂. Исходя из 0,95Г₂ =950^у ₂, выбираем муфту / м подГ_м = 1100 Д/ ₂ ■ Характеристики муфты заносим в таблицу 4.2:

Таблица 4.2

Муфта упругая втулочно-пальцевая по ГОСТ 21424-75

т, Нм2	Размеры, мм
	d	D	D,	Do	D3	di	L	L,	L2	h	h	h	/	b	dn	dp
1100	60	220	208	170	35	120	286	140	85	42	45	32	22	6	18	M12

Соглашаем диаметр хвостовика вала d_b2 с посадочным диаметром муфты d. d_h2 =d = 60[лш].

Далее назначаем диаметр под уплотнение:

d_y2=d_h2+{2*5); (4.3)

d_y2 = 60 + 3 = 63 [лш].

По данным таблицы П.41 [1, стр. 94] выбираем уплотнение: манжету резиновую армированную с размерами, мм: 63 х90х 10.

Теперь назначаем диаметр под подшипник d_n2, мм. Эта величина должна быть больше d ₂ и кратна 5 мм. Беремd_n2 = 65 [лш].

По таблице П.20 [1, стр. 79] выбираем подшипник шариковый, радиально-упорный, легкой серии по принятому диаметру d_n2. Параметры выбранного подшипника сводим в таблицу 4.3:

Таблица 4.3 Шарикоподшипник радиально-упорный под ведущий вал

Обозначение	Размеры, мм			Грузоподъемность, кН
362013	d	D	В	С	Со
65 1200		23	57,9	51

После этого, диаметр под зубчатое колесо:

^=4,2+(4 + 6); (4.4)

</_t =65 + 5 = 70;

Диаметр упорного буртика:

d_B2=d_k +(4 + 6); (4.5)

d_E2 =70 + 5 = 75[лш].

4.3. Конструирование зубчатого колеса