Расчет и проектирование одноступенчатого, цилиндрического, шевронного редуктора общего назначения
Реферат - Экономика
Другие рефераты по предмету Экономика
43 (стр. 58 [1]);
?а коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 (стр.58[1]) для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых редукторах;
U передаточное число редуктора;
ТIII вращающий момент на тихоходном валу редуктора или на приводном валу рабочей машины для открытой передачи, Нм;
[G]н допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм.
Kнв коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев Kнв = 1(табл. 3.1, стр. 49 [1]).
аw = 43 (4+1) = 215*= 215*0,542 = 116,53 мм.
Полученное межосевое расстояние округлить до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров (табл. 13.15, стр. 313 [1]).
аw = 116 мм.
4.1.2 Определяю модуль зацепления М, мм:
М?
Км - для косозубых передач равен 5,8 (стр. 59 [1]).
= 2 аw * U / (U + 1) = 2*116*4 / 5 = 185,6
= ?а * аw = 0,32 * 116 = 37,12
М ? ==1,2 мм.
Если модуль получили меньше 2 мм, то, несмотря на полученное значение, принимаем за 2 мм., т.к в силовых передачах значение модуля меньше 2 мм. не рекомендуется из-за опасности большого понижения несущей способности в результате износа, повышенного влияния неоднородности материала, опасности разрушения при перегородках ( уч. Решетов Детали машин, стр. 266).
М = 2 мм.
4.1.3 Определяю угол наклона зубьев ?min:
?min = arcsin = arcsin = arcsin 0,187 = 10
Полученное значение удовлетворяет условию 8…16.
4.1.4 Определяю суммарное число зубьев шестерни и колеса:
Z? = Z1 + Z2 = 2 аw * cos ?min / M = 2*116*0,985 / 2 = 114,26
Полученное значение Z? округляем в меньшую сторону до целого числа.
Z? = 114
4.1.5 Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для шевронных передач:
? = arccos Z? М / (2 аw) = arcos 114*2 / 2*116 = arcos 0,983 = 10 57984
4.1.6 Определяю число зубьев шестерни:
Z1 = Z? / (1+U) = 114 / 5 = 22,8
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 / (2cos?) = (23+91) *2 / (2*cos10) =228 / 1,969=115,8 мм.
4.1.10 Определяем основные геометрические параметры передачи:
d1 = M* Z1 / cos? = 2*23 / 0,984 = 46,747 мм.
d2 = M*Z2 / cos?= 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 = ?а * 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.ШестерняКолесоДелительный диаметр, d46184Диаметр вершин зубьев, dа50188Диаметр впадин зубьев, df42180Ширина венца, b 3939
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/мм:
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.
Кн? коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для шевронных передач Кн? 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])
Кн? = 1,12.
Кн? = 1 (стр. 59 [1]) коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.
Кн? коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес V и степени точности передач. Кн? = 1,01(табл. 4.3., стр. 62 [1])
Gн =376=376 =412 Н/мм
В данном случае [Gн] = 418 Н/мм. Наблюдается недогрузка передачи на 1,4%. Допускаемая недогрузка 10%, условие выполнено.
4.2.4 Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни GF1 и колеса GF2, Н/мм.
GF2 = YF2*Y?* КF?* КF?* 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.
КF? коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для шевронных передач КF? =1(стр. 63 [1]).
КF? коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. КF? =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 / cos?= 23 / 0,952 =24,159; YF1 = 3,7
ZV2 = Z2 / cos? = 91 / 0,968 =94,008; YF2 = 3,62
Y? = 1 - ? /140 = 1 10 / 140 = 0,929 коэффициент, учитывающий наклон зуба.
GF2 = 3,62*0,929*1,04 = 69,327 Н/мм
GF1 = 69,327*3,7 / 3,62 = 70,859 Н/мм
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:
ПараметрДопускаемые значенияРасчетные значенияПримечанияКонтактные напряжения, Gн418 Н/мм412 Н/мм-1,4%Напряжения изгиба, GF1256 Н/м?/p>