Розрахунок редукторної зубчастої передачі

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 a_w орієнтовно може бути визначена з виразу:

a_w = 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 a_w, мм закритої циліндричної передачі з виразу:

(4.5)

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

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

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

к_нb – коефіцієнт концентрації навантаги (для зубців, що припрацьовуються, к_нb = 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;

u_р – передатне відношення редуктора, u_р = 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 а_w до 2500 мм.

1-й ряд

2-й ряд

Приймаємо а_w = 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 = 20^о, 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 × u_p = 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:

d_a1 = d₁ + 2 m = 27 + 2× 1,5 = 30 мм;

d_a2 = d₂ + 2 m = 169,5 + 2× 1,5 = 172,5 мм;

- діаметри западин зубців шестірні і колеса:

d_f1 = d₁ – 2,5 m = 27 – 2,5 × 1,5 = 23,25 мм;

d_f2 = d₂ – 2,5 m = 169,5 – 2,5 × 1,5 = 165,75 мм;

- ширина вінця шестірні b₁ і колеса b₂:

b₂ = y_а × a_w = 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