Детали машин цилиндрический редуктор

Отклонение от номинального передаточного числа

Δ = (u - u_ф)/u = -1.14 %.

2.4.7 Диаметры  колес

Рис. 2 [1, рис. 2.5, стр. 22]

Рис. 3 [1, рис. 2.6, стр. 22]

Делительные диаметры d [1, стр. 22]:

шестерни.........................................d₁ = z₁m/cosβ;

колеса внешнего зацепления............d₂ = 2a_w - d₁;

колеса внутреннего  зацепления........d₂ = 2a_w + d₁;

d₁ = 26 ∙ 2.0 / cos0^o = 52 мм;

d₂ = 2 ∙ 210 - 52 = 368 мм.

Диаметры d_a и d_f окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления [1, стр. 22]:

d_a1 = d₁ + 2(1 + x₁ - y)m;

d_f1 = d₁ - 2(1,25 - x₁)m;

d_a2 = d₂ + 2(1 + x₂ - y)m;

d_f2 = d₂ - 2(1,25 - x₂)m;

где x₁ и x₂ - коэффициенты смещения у шестерни и колеса; y = -(a_w - a)/m - коэффициент воспринимаемого смещения; a - делительное межосевое расстояние: a = 0,5m(z₂   z₁).

a = 0.5 ∙ 2.0 ∙ (184+26) = 210 мм;

y = -(210 - 210)/2.0 = 0;

d_a1 = 52 + 2 ∙ [1-(0)] ∙ 2.0 = 56 мм;

d_f1 = 52 - 2 ∙ 1,25 ∙ 2.0 = 47 мм;

d_a2 = 368 + 2 ∙ [1-(0)] ∙ 2.0 = 372 мм;

d_f2 = 368 - 2 ∙ 1,25 ∙ 2.0 = 363 мм;

2.4.8 Размеры  заготовок

Чтобы получить при  термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, требуется, чтобы  размеры D_заг, C_заг, S_заг заготовок колес не превышали предельно допустимых значений D_пр, S_пр (табл. 1 [1, табл. 2.1, стр. 11]) [1, стр. 22]:

D_заг ≤ D_пр; C_заг ≤ C_пр; S_заг ≤ S_пр.

Значения D_заг, C_заг, S_заг (мм) вычисляются по формулам: для цилиндрической шестерни (рис. 3, а) D_заг = d_a + 6 мм; для колеса с выточками (рис. 3, в) C_заг = 0,5b₂ и S_заг =8m; для колеса без выточек (рис. 2) S_заг = b₂ + 4 мм.

D_заг1 = 56 + 6 мм = 62 мм;

D_заг2 = 372 + 6 мм = 378 мм;

S_заг2 = 67 + 4 мм = 71 мм.

2.4.9 Проверка  зубьев колес по контактным  напряжениям

Расчетное значение контактного напряжения [1, стр. 23]

где Z_σ = 9600 для прямозубых и Z_σ = 8400 для косозубых передач, МПа^1/2.

σ_H = 793.78 МПа;

Если расчетное  напряжение σ_H меньше допустимого [σ_H] в пределах 15-20% или σ_H больше [σ_H] в пределах 5%, то ранее принятые параметры передачи принимают за окончательные. В противном случае необходим пересчет. [1, стр. 23]

σ_H меньше [σ_H] на 5.53%.

Ранее принятые параметры  передачи принимаем за окончательные.

2.4.10 Силы  в зацеплении

Рис. 4 [1, рис. 2.7, стр. 23]

Окружная

F_t = 2∙10³∙T₁/d₁;

F_t = 2∙10³∙188.28/52 = 7241.54 Н;

радиальная

F_r = F_ttgα/cosβ

(для стандартного  угла α=20^o tgα=0,364);

F_r = 7241.54 ∙ 0.364/cos0^o = 2635.92 Н;

осевая

F_a = F_ttgβ;

F_a = 7241.54 ∙ tg0^o = 0 Н.

3. Эскизное  проектирование

После определения  межосевых расстояний, размеров колес  и червяков приступают к разработке конструкции редуктора или коробки  передач. Первым этапом конструирования  является разработка эскизного проекта. При эскизном проектировании определяют положение деталей передач, расстояния между ними, ориентировочные диаметры ступенчатых валов, выбирают типы подшипников  и схемы их установки. [1, стр. 42]

3.1 Проектные  расчеты валов

Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам [1, стр. 42]:

для быстроходного (входного) вала

d_вх = 22.9 мм;

для тихоходного (выходного)

d_вых = 32.6 мм;

Рис. 5 [1, рис. 3.1(а), стр. 43]

Рис. 6 [1, рис. 3.1(в), стр. 43]

В приведенных формулах T_Б, T_Т - номинальные моменты, Н∙м. Большие значенияБольшие значения d и d_k принимают для валов на роликоподшипниках, для валов шевронных передач и промежуточных валов соосных передач при твердости колеса выше 55 HRC_э.

Вычисленные значения диаметров откругляют в ближайшую сторону до стандартных (см. табл. 24.1[1]).

Диаметры валов  быстроходного и тихоходного  валов согласуют с диаметрами валов по табл. 24.27 [1] и с диаметрами отверстий устанавливаемых на них  деталей (шкива, звездочки, полумуфты).

Принимаем диаметры и длины концов согласно таблице 24.28 [1]

d_вх = 22 мм;

d_вых = 32 мм;

Высоту t_цил(t_кон) заплечника, координату r фаски подшипника и размер f (мм) фаски колеса принимают в зависимости от диаметра d [1, стр. 42].

Диаметры под  подшипники:

d_{П вх} = 22+ 2∙3 = 28 мм;

d_{П вых} = 32+ 2∙3.5 = 39 мм.

Принимаем посадочные места под подшипники согласно ГОСТ 8338-75 на подшипники шариковые радиальные однорядные (табл. 24.10 [1]):

d_{П вх} = 30 мм;

d_{П вых} = 40 мм.

Диаметры безконтактных поверхностей:

d_{БП вх} = 30 + 3∙1.5 = 34.5 мм;

d_{БП вых} = 40 + 3∙2.5 = 47.5 мм.

Принимаем диаметр  тихоходного вала для установки  зубчатого колеса:

d_{К вых} = 49.5 мм.

3.2 Расстояния  между деталями передач

Чтобы поверхности  вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор "а" (мм) [1, стр.45]:

,

где L - расстояние между  внешними поверхностями деталей  передач, мм.

a = 10.5 мм.

Вычисленное значение a округляют в большую сторону до целого числа. В дальнейшем по a будем понимать также расстояние между внутренней поверхностью стенки корпуса и торцом ступицы колеса. [1, стр. 45]