Тихоходной ступени редуктора (колеса прямозубые)

Расчет межосевого расстояния и геометрических параметров

При расчете передач следует считать, что редуктор выполняется в виде самостоятельного механизма, поэтому в соответствии с ГОСТ 21354-87 основным параметром передачи является межосевое расстояние а_w. Межосевые расстояния быстроходной а_wб и тихоходной а_wт передач (ступеней) редуктора этого типа равны между собой. Однако тихоходная ступень более нагружена, поэтому расчет следует начать с нее (рис. 1.2).

Межосевое расстояние передачи, мм,

, (1.3)

где К_а = 495 – вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;

U_т – передаточное число тихоходной ступени редуктора;

Т₃ – вращающий момент на ведомом валу передачи, Н×м;

К_Нb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, принимаемый из графика (рис. 1.3, а, кривая 1) в зависимости от параметра y_bd, , где y_ba – коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния, принимается из ряда 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1,0.

а б

Рис. 1.2. Схема Рис. 1.3. Коэффициент неравномерности распределения

редуктора: нагрузки по ширине венца (НВ £ 350): а – К_Нβ при расчете

1 – быстроходная контактной прочности зубьев; б – К_Fβ при расчете

ступень; 2 – тихо- зубьев на изгиб

ходная

В качестве допускаемого контактного напряжения s_НР для прямозубой передачи принимают допускаемое контактное напряжение для зубчатого колеса:

, (1.4)

где - предел контактной усталости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений колеса, МПа; , НВ₄ – твердость материала колеса (см. табл. 1.1);

– коэффициент долговечности,

при N_K £ N_Hlim ; (1.5)

при N_K > N_Hlim , (1.6)

где N_Hlim , N_K - базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости, и суммарное число циклов напряжений, миллионов циклов,

; (1.7) , (1.8)

где n₃ – частота вращения выходного вала редуктора, об/мин;

L_h – ресурс (долговечность) передачи, ч;

S_Н – коэффициент запаса прочности, S_Н = 1,1.

При выполнении расчетов принять [5] , где Z_R, Z_V, Z_L, Z_X – коэффициенты, учитывающие влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, окружной скорости, смазочного материала, размер зубчатого колеса.

Модуль зубьев, мм, m = (0,01 - 0,02)а_ωт.

Значение модуля принимается из вычисленного интервала и согласовывается со стандартным (табл. 1.2).

Т а б л и ц а 1.2

Значения нормальных модулей

Сумма зубьев шестерни и колеса .

Число зубьев шестерни . Так как зацепление выполнено без смещения, то по условию неподрезания ножки зуба минимальное число зубьев шестерни Z₃ = 17. Рекомендуется проектировать шестерню тихоходной ступени с числом зубьев Z₃ = 18 – 26. Если эта рекомендация не выполняется, то при определении суммарного числа зубьев Z_с следует изменить модуль.

Число зубьев колеса .

Значения Z_с и Z₃ округлить до целых чисел.

В дальнейших расчетах следует иметь в виду, что все нечетные индексы относятся к шестерне, четные – к колесу.

Делительные диаметры, мм:

Диаметры окружностей вершин зубьев, мм:

Диаметры окружностей впадин зубьев, мм:

Уточненное межосевое расстояние, мм,

Рабочая ширина зубчатого венца b_w равна ширине венца колеса b₄, мм:

Рис. 1.4. Размеры зубчатой передачи тихоходной ступени редуктора

Ширина венца шестерни, мм, Значения b3 и b4 округлить до целых чисел. Параметры зубчатой передачи представлены на рис. 1.4. Окружная скорость зубчатых колес, м/с, , где n2 – частота вращения промежуточного вала, об/мин. В зависимости от окружной скорости установить степень точности передачи (табл. 1.3). Т а б л и ц а 1.3 Степень точности цилиндрических зубчатых передач по ГОСТ 1643-81 Степень точности Окружная скорость, м/с прямые зубья непрямые зубья   До 6 До 10

1.4.1. Проверочный расчет зубьев колес на прочность

После определения геометрических размеров передачи необходимо проверить рабочие поверхности зубьев на контактную прочность, для чего следует определить рабочее контактное напряжение s_Н и сравнить его с допускаемым s_НР. При этом должно выполняться условие: s_Н £ s_НР.

Рабочее контактное напряжение, МПа,

, (1.9)

где Z_E = 190 МПа^1/2 – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес;

Z_Н - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев; для прямых зубьев Z_Н равен 1,77, для косых - 1,77×cos β;

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, где - коэффициент торцевого перекрытия;

- окружная сила на делительном диаметре шестерни, Н;

К_А = 1,1 – коэффициент внешней динамической нагрузки при равномерном нагружении двигателя и ведомой машины;

К_НV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (табл. П.2);

К_Нα = 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых передач.

Выносливость зубьев, необходимую для предотвращения усталостного излома, устанавливают для каждого колеса сопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемого напряжения: . При заданных условиях нагружения редуктора рабочие изгибные напряжения в три - четыре раза ниже допускаемых , поэтому в данной работе задача проверки зубьев на выносливость по изгибным напряжениям не ставится.

Дата добавления: 2015-07-13; Просмотров: 1409; Нарушение авторских прав?; Мы поможем в написании вашей работы!