3. Конструирование зубчатых передач редуктора

3.1. Общие положения

Основной причиной выхода из строя зубчатых колёс является повреждение зубчатых венцов. Целью проводимых расчётов является предотвращение выходов их из строя из-за поломок зубьев и выкрашивания их активных поверхностей в результате развития усталостных трещин. Порядок расчёта представлен на рис. П 2.3.

3.2. Определение основных коэффициентов для расчета передачи

3.2.1. Вспомогательный коэффициент определяется по вспомогательному параметру, который отражает зависимость рабочей ширины зацепления относительно диаметра шестерни, тогда

.

Вспомогательный параметропределяется по табл.11, [1]:,.

; .

3.2.2. Вспомогательный коэффициент определяется в зависимости от вида передачи. Для косозубой передачи.

3.2.3. Коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубой передачи .

3.2.4. Коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца по табл.12, [1] .

3.2.5. Коэффициент динамической нагрузки. Для передач 6-8-й степени точности рекомендуется принимать для косозубой передачи .

3.3. Определение основных параметров передачи

3.3.1. Межосевое расстояние:

мм;

мм.

3.3.2. Определим контактное напряжение при действии максимальной нагрузки по формуле

,

Рис. П 2.3. Схема алгоритма расчета закрытых цилиндрических передач

где максимальный пусковой момент из графика нагрузки,.

МПа; МПа.

3.3.3. Допускаемое контактное напряжение при действии максимальной нагрузки

МПа,

где предел текучести материала, МПа (табл.8, [1]).

3.3.4. Проверим выполнение условия: дан-ное условие выполняется.

3.3.5. Принимаем угол наклона зубьев для косозубых колёс .

3.3.6. Принимаем число зубьев шестерён ,.

3.3.7. Число зубьев колеса ,.

3.3.8. Модуль передачи

;

.

Примем по ГОСТ модуль для первой пары 1,75 мм, а для второй 3,0 мм.

3.3.9. Рабочая ширина зацепления

;

.

3.3.10. Проверим зубья для предотвращения усталостного излома. По табл.14, [1] определяем коэффициент формы зубав зависимости от. Для косозубой передачинаходим по эквивалентному числу:

,

мм; мм;

мм; мм.

3.3.11. Коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев

.

3.3.12. Определяем наиболее слабый элемент передачи по минимальному соотношению:

МПа; МПа;

МПа; МПа.

Наиболее слабым элементом передачи является шестерня на валу №2 редуктора.

3.3.13. Для наиболее слабого элемента определяем напряжения изгиба, действующего в ножке зуба.

МПа.

3.3.14. Проведём сравнение: условие выполняется.

3.3.15. Проведём проверочный расчёт для предотвращения остаточной деформации или хрупкого излома зубьев при действии максимальной нагрузки. Определим максимальное допускаемое напряжение изгибу

МПа,

где предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций и хрупкого излома, МПа.

3.3.16. Наиболее слабый элемент передачи

,

МПа; МПа;

МПа; МПа.

3.3.17. Максимальное напряжение изгибу при действии максимальной нагрузки :

МПа.

3.3.18. Проведём сравнение: условие выполняется.

3.4. Основные геометрические размеры зубчатой пары:

ширина колёс мм,мм;

ширина шестерён мм,мм;

высота головки зуба мм,мм;

высота ножки зуба мм,мм;

диаметры делительных окружностей:

мм; мм;

мм; ;

диаметры вершин зубьев:

мм;

мм;

мм;

мм;

диаметры окружностей впадин

мм;

мм;

мм;

мм.

3.5. Силы, действующие в зацеплении

3.5.1. Окружная сила:

Н;

Н.

3.5.2. Радиальная сила:

Н;

Н.

3.5.3. Осевая сила:

Н;

Н.

При необходимости просчёта нескольких вариантов (например, поиск оптимального размера редуктора) можно воспользоваться услугами ЭВМ. Пример такого расчёта представлен в табл.П2.2.

Таблица П2.2

Расчет закрытой цилиндрическая косозубой передачи

Передача1-й ступени

Исходные данные:

Мощность, кВт	N1=8,26
Число оборотов шестерни, об/мин	n1=1460,0
Передаточное число	u=5,57
Число зубьев шестерни	z1=26
Допускаемые напряжения на изгиб для шестерни	МПа=223
Допускаемые напряжения на изгиб для колеса	МПа=216
Допустимое контактное напряжение	МПа=544
Параметр	ПСИ bd=0,9
Коэффициент распределения нагрузки по ширине зуба	k(β)=1,10

Окончание табл. П2.2

Результаты расчета:

U=5,6; Z1=26; Z2=145; M=1,75мм; Mfp/Mhp=0,94.

М

Силы на колесе:

Окружная Ft =2283 Н

Радиальная Fr = 865 Н

Осевая Fx = 655 Н

ежосевое расстояние А=155,65мм Угол наклона зубьев=16,00град.

	Шестерня	Колесо
Dw, мм	47,33	263,98
Da, мм	50,83	267,48
Df, мм	42,96	259,60
B, мм	47,6	49,6
T, Н∙м	54	301

Передача 2-й ступени

Исходные данные:

Мощность, кВт	N1=4,75
Число оборотов шестерни, об/мин	n1=262,1
Передаточное число	u=4,31
Число зубьев шестерни	z1=22
Допускаемые напряжения на изгиб для шестерни	МПа=223
Допускаемые напряжения на изгиб для колеса	МПа=216
Допустимое контактное напряжение	МПа=623
Параметр	bd=0,6
Коэффициент распределения нагрузки по ширине зуба	k(β)=1,10

Результаты расчета:

U=4,3; Z1=22; Z2=95; M=3,00мм; Mfp / Mhp=0,97.

Межосевое расстояние А=182,57мм. Угол наклона зубьев=16,00град.

Силы на колесе: Окружная Ft = 5042 Н Радиальная Fr = 1909 Н Осевая Fx = 1446 Н	Шестерня	Колесо
Dw, мм	68,66	296,49
Da, мм	74,66	302,49
Df, мм	61,16	288,99
B, мм	46,3	41,3
T, Н∙м	173	747

По вычисленным параметрам передач выполним компоновку редуктора (рис.П2.4,а,б). На компоновке выявляется возможность врезания колёс первой ступени в вал второй ступени редуктора и условие смазываемости колёс всех передач.

Глубина масляной ванны Н=65 мм

Рис.П2.4а. Компоновка редуктора (вид сбоку)

(см. также с.242)

Рис.П2.4б. Компоновка редуктора (вид сверху). Расстояние между опорами L=200; =100;=50;=150