- •1.Описание привода и редуктора
- •2. Исходные данные
- •3. Кинематический расчёт привода
- •Кинематическая схема привода
- •3.3. Определение общего передаточного числа привода и выбор типоразмера редуктора
- •Определение мощностей, частот вращения и вращающих моментов на валах привода.
- •3.4.1. Определение мощностей на валу привода
- •3.4.2. Определение частоты вращения по валам привода.
- •3.4.3. Отклонение от заданной частоты вращения вала рабочей машины
- •3.4.4. Отклонение вращающих моментов по валу привода.
- •4. Расчёт открытой передачи привода.
- •4.1. Выбор материалов и термической обработки.
- •4.2. Определение допускаемых контактных напряжений.
- •4.3. Определение допускаемых напряжений изгиба.
- •4.4. Определение межосевого расстояния.
- •4.5. Определение модуля передачи.
- •4.6. Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса.
- •4.7. Определение числа зубьев шестерни и колеса.
- •4.8. Отклонение от заданного передаточного числа
- •4.9. Уточнение межосевого расстояния и угла наклона зубьев.
- •4.10. Определение размеров зубчатых колёс.
- •4.11. Размеры заготовок.
- •4.12. Определение усилий в зацеплении.
- •4.13. Проверочный расчёт передачи на контактную прочность.
- •5. Выбор стандартной муфты. Проверка элементов муфты.
- •5.1. Размеры концов валов
- •5.2 Выбор муфты.
- •5.3 Выбор марки чугуна.
- •5.4 Выбор антикоррозийного покрытия.
- •5.5. Материал пальцев
- •5.6. Материал распорных втулок.
- •5.7. Материал упругой втулки.
- •5.8. Размеры шпоночных пазов.
- •5.9. Допуски углов конусов отверстий.
- •5.10. Выбор полумуфты рабочей машины.
- •6. Расчёт шпонок открытой передачи.
4.5. Определение модуля передачи.
m ≥ (Кm*Т1*(u+1))/(аw*b2*(δН)2) (33)
Кm-для прямозубых передач 6,8*103 (стр.11, (2));
Т1-вращающий момент на шестерне-143,176 , Н*м;
u-передаточное число-3,5;
b2-ширина венца колеса;
(δF)2- допускаемое напряжение изгиба материала колеса-188,357, Мпа;
b2=Ψab*аw (34)
b2=0,3*160=48 (34)
Ширину венца колеса округляем до ближайшего целого числа кратного двум или пяти.
b2=50
m ≥ (6,8*103 *143,176*(3,5+1))/(160*50*188,357)=2,907 (35)
Максимально допустимый модуль из условия неподрезания зубьев у основания
mmax=2*аw/(17*(u+1)), мм (36)
mmax=2*160/(17*(3,5+1)) = 4,183 (36)
Из полученного диапазона 2,907... 4,183 выбираем меньшее стандартное значение модуля по табл. 5 стр.12 (2). «ряд 1 следует предпочитать ряду 2» стр.21 (3). Выбирают m=4.
4.6. Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса.
Для прямозубых передач используется формула:
zS=2*аw/m (37)
zS=2*160/4=80 (37)
Полученное значение округляем до целого числа zS=94
4.7. Определение числа зубьев шестерни и колеса.
Число зубьев шестерни:
z1=zS/(u+1)≥z1 min (38)
Для прямозубых передач z1 min= 17
z1=80/(3,5+1)≥17 (38)
z1=17,(7)
Значение округляем до ближайшего целого числа z1=18
Число зубьев колеса внешнего зацепления:
z2=zS-z1; (39)
z2=80-18=62 (39)
Уточнение передаточного значения.
uф=z2/z1; (40)
4.8. Отклонение от заданного передаточного числа
∆u=(|uф-u|)/u *100% (41)
uф=z2/z1=62/18=3,44 (40)
∆u=(|3,44-3,5|)/3,5 *100%=1,714% (41)
4.9. Уточнение межосевого расстояния и угла наклона зубьев.
аw=m*(z2+z1)/2, мм (42)
аw=4*(62+18)/2=160 (42)
4.10. Определение размеров зубчатых колёс.
Ширина зубчатого венца:
колеса: b2=Ψab*аw (43)
b2=0,3*160=48 (43)
b2=50
шестерни: b1=b2+5 мм (44)
b1=50+5=55 мм (44)
Делительный диаметр шестерни:
d1=m*z1 (45)
d1=4*18=72 (45)
Делительный диаметр колеса:
d2=m*z2 (46)
d2=4*62=248 (46)
Диаметр вершин зубьев шестерни :
dа1=d1+2*m (47)
dа1=72+2*4=80 (47)
Диаметр вершин зубьев колеса :
dа2=d2+2*m (48)
dа2=248+2*4=256 (48)
Диаметр впадин зубьев шестерни :
df1=d1-2,5*m (49)
df1=72-2,5*4=62 (49)
Диаметр впадин зубьев колеса :
df2=d2-2,5*m (50)
df2=248-2,5*4=238 (50)