Расчёт зубчатой передачи и генерирование чертежей с использованием модуля WinTrans

Таблицы исходных расчетных данных и результатов расчета приведены на рис.5-8.

По результатам расчета в модуле WinTrans получено:

• межосевое расстояние

а_w = 140 мм;

• число зубьев шестерни и колеса

z₁ = 70, число зубьев колеса z₂ = 280;

• модуль зацепления

m = 0,8 мм;

• диаметры делительных окружностей шестерни и колеса

d₁ = 56 мм;

d₂ = 224 мм;

Проверка:

140 мм

• диаметры вершин зубьев шестерни и колеса

d_a1 = 57,6 мм;

d_a2 = 225,6 мм;

• ширина шестерни и колеса

b₁ = 68 мм.

b₂ = 63 мм, ;

Силы, действующие в зацеплении:

• окружная 2839 Н;

• радиальная 1033 Н.

Рис.5. Исходные данные

Рис.6. Геометрические расчетные параметры

Рис.7. Параметры материалов и силы в зацеплении

Оценка прочности зубьев

на выносливость по по контактным напряжениям

и напряжениям изгиба

Допускаемое контактное напряжение [σ]_к = 555 МПа.

Допускаемое изгибное напряжение [σ]_и = 383 МПа и 286 МПа

Рабочие напряжения:

• шестерни σ_Кш = 551 МПа; σ_Иш = 286,8 МПа;

• колеса σ_Кк = 551 МПа; σ_Ик = 285,8 МПа;

Поскольку рабочие напряжения меньше допускаемых, - условие прочности выполнено.

Рис.8. Чертеж ведомого колеса редуктора (шаблон)

На рис.8 приведен чертеж ведомого колеса редуктора, генерированный в модуле WinTrans системы APM WinMachine.

Проектный расчёт валов редуктора

Проектирование валов редуктора начинают с ориентировочного определения диаметра выходных концов из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба

,

где Т — крутящий момент, Нмм; [τ]_к—допускаемое напряжение на кручение; для валов из сталей 40, 45, Ст10 принимают пониженное значение [τ]_к = 20-25 МПа (Н/мм²). Полученный результат округляют по ГОСТ до ближайшего значения из ряда R40.

Ведущий вал

Вращающий момент Т₂ = 83,1 Нм = 8310³ Нмм, допускаемое напряжение на кручение [τ]_к = 25 МПа.

Диаметр выходного конца ведущего вала

= 25,5 мм

Принимаем из конструктивных соображений d_B1 = 25 мм.

Ведомый вал

Вращающий момент Т₃ = 318,5 Нм = 31910³ Нмм, допускаемое напряжение на кручение [τ]_к = 25 МПа.

Диаметр выходного конца ведомого вала

=39,8 мм.

Принимаем из конструктивных соображений d_В2 = 40 мм.

С учётом значений диаметров выходных концов принимаем диаметры участков под подшипниками

d_Bп1 = 30 мм

d_Bп2 = 45 мм

Подбор подшипников и компановка редуктора

По принятым значениям диаметров валов выбираем по ГОСТ 8338-75 радиальные шарикоподшипники легкой серии:

• для ведущего вала – 206

d₁ – внутренний диаметр подшипника = 30 мм;

D₁ – внешний диаметр подшипника = 62 мм;

В₁ - ширина подшипника = 16 мм;

С_р1 – динамическая грузоподъёмность = 19,5 кН

С_о1 – статическая грузоподъёмность = 10,0 кН.

• для ведомого вала – 209

d₂ – внутренний диаметр подшипника = 45 мм;

D₂ – внешний диаметр подшипника = 85 мм;

В₂ - ширина подшипника = 19 мм;

С_р2 – динамическая грузоподъёмность = 33,2 кН;

С_о2 – статическая грузоподъёмность = 18,6 кН.

Эскизная компоновка выполняется в шаблоне «Фрагмент» системы КОМПАС (или на миллиметровой бумаге) с целью предварительного определения геометрических размеров валов (рис.9). Необходимые для построения эскиза размеры принимаются по результатам выполненных выше расчетов зубчатой передачи и валов редуктора. При этом учитываются толщина стенок редуктора, ширина и расположение подшипников в опорных гнёздах корпуса и др.

Рис.9. Компоновка редуктора