Студопедия
Случайная страница | ТОМ-1 | ТОМ-2 | ТОМ-3
АрхитектураБиологияГеографияДругоеИностранные языки
ИнформатикаИсторияКультураЛитератураМатематика
МедицинаМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогика
ПолитикаПравоПрограммированиеПсихологияРелигия
СоциологияСпортСтроительствоФизикаФилософия
ФинансыХимияЭкологияЭкономикаЭлектроника

Розрахунок редукторної зубчастої передачі

Структурні формули кінематичних ланцюгів | Зайві ступені вільності й умови зв'язку | Основний принцип утворення механізмів | Задачі і методи кінематичного дослідження механізмів | Аналітичне оцінювання кінематичних параметрів механізмів | Основні терміни та поняття | Загальна класифікація деталей машин | Утворення функціональних складових частин машин | Визначення потужності і частоти обертання вала електродвигуна | Визначення силових і кінематичних параметрів приводу |


Читайте также:
  1. Вибір і розрахунок шпонок
  2. Гідравлічний розрахунок самопливних трубопроводів
  3. Державне регулювання передачі технологій
  4. Облік вибуття основних засобів в наслідок продажу. Облік вибуття основних засобів в наслідок передачі до статутного фонду інших підприємств
  5. Перевірковий розрахунок зубчастої редукторної передачі
  6. Проектний розрахунок
  7. Розрахунок витрат пари

 

 

Розрахунок редукторної передачі здійснюємо у два етапи: перший розрахунок – проектний, другий – перевірковий.

Проектний розрахунок здійснюють за допускними контактними напругами з метою визначення геометричних параметрів зубчастих коліс редукторної пари. Під час проектного розрахунку приймають цілий ряд табличних величин і коефіцієнтів, приймають значення показників, що відрізняються від стандартних, з метою раціональ-ного розв’язання розрахунків виконують їх корегування. Тому після завершального визначення параметрів зачеплення виконують перевірковий розрахунок. Він повинен підтвердити правильність вибору табличних величин і коефіцієнтів, а також визначити коректність співвідношень між розрахунковими і допускними напругами гнучої і контактної витривалості.

При проектуванні передач є можливість орієнтовно прогно-зувати значення головного параметру редуктора, що визначає його масу і габарити. Наприклад, міжосьова відстань зубчастої передачі aw орієнтовно може бути визначена з виразу:

 

aw = m / 0,01¸ 0,02,

 

де m – модуль зачеплення;

а маса редуктора G може бути визначена з виразу:

 

G = (0,1 ¸ 0,2) × Т2,

 

де Т2 – крутний момент на тихохідному валу редуктора, Т2 = 74,76 Н × м.

G = (0,1 ¸ 0,2) × 73,26 = 7,3 ¸ 14,6 Н.

 

 

4.8.1 Проектний розрахунок

 

Проектний розрахунок служить тільки для попереднього визначення розмірів зубчастого зачеплення і не може замінити розрахунку на контактну витривалість та виконується за наступним алгоритмом.

 

1) Визначаємо головний параметр зубчастої передачі – орієнтовне значення міжосьової відстані aw, мм закритої циліндричної передачі з виразу:

(4.5)

 

де ка – коефіцієнт міжосьової відстані (для прямозубих передач ка = 4950);

yа – коефіцієнт, що враховує розташування зубчастого колеса відносно опор (при симетричному розташуванні yа = 0,28 ¸ 0,36; приймаємо yа = 0,30;

при консольному розташуванні yа = 0,2¸ 0,25);

кнb коефіцієнт концентрації навантаги (для зубців, що припрацьовуються, кнb = 1,0);

Т1 – крутний момент на бистрохідному валу шестірні редуктора (Т1 = 12,36 Н×м);

[s]н - допускна контактна напруга шестірні редуктора, [s]н2 = 607 Мпа = 607 × 106 Па;

uр – передатне відношення редуктора, uр = 6,3.

 

 

Обчислену величину міжосьової відстані округляють у більший бік до стандартного значення, що вибирають з наступних рядів (таблиця 4.5).

 

Таблиця 4.5 – Міжосьові відстані зубчастої циліндричної передачі за ГОСТ 2185-66 (за ГОСТ величини регламентовані до значення аw до 2500 мм.

 

1-й ряд                        
2-й ряд                        

 

Приймаємо аw = 100 мм.

 

2) Визначаємо модуль зачеплення m з наступних міркувань.

(4.6)

де d1 і d2 - ділильні діаметри відповідно шестірні і колеса (ділильний діаметр – це діаметр кола, що проходить через точку зачеплення);

z1 і z2 – числа зубців шестірні і колеса відповідно.

З виразу (4.6) випливає, що

(4.7)

 

У виразі (4.7) треба задати число зубців шестірні z1 із умови їх мінімальної кількості на границі підрізання без зсуву рейки.

Аналізуючи зачеплення зубчастого колеса (модуль т, кіль­кість зубців z) з інструментальною рейкою в кінці обробки, можна зробити висновок: якщо кількість зубців z менша деякого гранич­ного значення z тіп, то при нарізанні зубців інструментом рейково­го типу буде мати місце підріз ніжок зубців (рисунок 4.2), що значно зни­жує їхню згинальну міцність.

Мінімальна кількість зубців шестірні на границі підрізання без зсуву рейки визначається за формулою: де a - кут профілю зубзя рейки; для стандартного зачеплення a = 20о, zmin» 17. При великих колових швидкостях передач редукторів для зменшення шуму приймають кількість зубців шестерень z1 = 20 ¸ 30. Приймаємо z1 = 18.
Рисунок 4.2 – Залежність профілю зубців від їх числа

 

Підставивши визначені дані у вираз (4.7), отримаємо:

 

 

Модулі стандартизовані за ГОСТ 9563-80 в діапазоні 0,05 ¸ 100 мм. Щодо середнього машинобудування найуживаніші модулі від 1,0 до 45 мм.

Обчислену величину модуля зубчастих коліс редуктора округляють у більший бік до стандартного значення, що вибирають з наступних рядів (таблиця 4.6). При призначенні величин модулів перший ряд має перевагу перед другим.

 

Таблиця 4.6 – Витяг з ГОСТУ 9563-80 “Модулі зубчастих коліс”

 

1-й ряд 1,0 1,25 1,5 2,0 2,5 3,0 4,0 5,0 6,0 8,0              
2-й ряд 1,125 1,375 1,75 2,25 2,75 3,5 4,5 5,5                  

 

Приймаємо m = 1,5 мм. Розрахункове і прийняте значення модуля відрізняються на 1,3%.

 

3) Визначаємо число зубців z2 колеса з виразу:

 

z2 = z1 × up = 18 × 6,3 = 113,4.

 

Приймаємо z2 = 113.

 

4) Визначаємо основні геометричні параметри редукторної передачі:

- ділильні діаметри d шестірні і колеса:

 

d1 = m × z1 = 1,5 × 18 = 27 мм;

d 2 = m × z2 = 1,5 × 113 = 169,5 мм;

- діаметри вершин зубців шестірні і колеса:

 

da1 = d1 + 2 m = 27 + 2× 1,5 = 30 мм;

da2 = d2 + 2 m = 169,5 + 2× 1,5 = 172,5 мм;

 

- діаметри западин зубців шестірні і колеса:

df1 = d12,5 m = 27 – 2,5 × 1,5 = 23,25 мм;

df2 = d22,5 m = 169,5 – 2,5 × 1,5 = 165,75 мм;

 

- ширина вінця шестірні b1 і колеса b2:

b2 = yа × aw = 0,3 × 100 = 30,0 мм;

b1 = b2 + (2...4) мм = 30,0 + 2,0 = 32 мм;

 

- фактичне значення міжосьової відстані:

 

 


Дата добавления: 2015-10-24; просмотров: 114 | Нарушение авторских прав


<== предыдущая страница | следующая страница ==>
Вибір матеріалу, твердості і термообробки| Перевірковий розрахунок зубчастої редукторної передачі

mybiblioteka.su - 2015-2024 год. (0.01 сек.)