3.3.3. Расчет зубчатой цилиндрической передачи

Для расчета зубчатой цилиндрической передачи (см. рис. 2.1) рекомендуется выбрать прямозубую передачу. На основании требований технического задания и результатов кинематического и силового расчетов привода определяем исходные данные для расчета передачи (табл. 3.3).

Выбираем материал и вид термической обработки для шестерни и колеса (табл. П40).

Определяем допускаемые напряжения для шестерни и колеса (табл. П6 и П7).

Определяем числа зубьев шестерни z₁ и колеса z₂ и модуль m, мм (табл. П22).

Выполняем расчет основных геометрических параметров передачи (табл. П10).

Проверяем пригодность заготовок колес (табл. П11).

Проверяем передачу на контактную (табл. П12) и изгибную (табл. П16) выносливость и на кратковременную перегрузку (табл. П21).

Таблица 3.3

Исходные данные для расчета

Наименование	Размерность	Обозначение	Величина
Крутящий момент на колесе	H∙м	T2=T3
Частота вращения колеса	мин-1	n2=n3
Передаточное число		u=uот.пер
Тип передачи (реверсивная или нереверсивная, открытая или закрытая, прямозубая или косозубая)
Срок службы передачи	год	LГ
Коэффициент использования передачи в течение года		КГ
Коэффициент использования передачи в течение суток		КС
График нагрузки привода (при переменной нагрузке)	Н∙м, с

3.4. Нагрузка валов редуктора

На основании требований технического задания составляем схему сил в зацеплении редуктора (рис. 3.3).

Силы в зацеплении:

окружная сила на шестерне и колесе, Н,

F_t1=F_t2=2T₂/d₂.

Радиальная сила на шестерне, Н,

F_r1=F_r2=F_t2∙tgα/cosβ.

Осевая сила на шестерне и колесе, Н,

F_a1=F_a2=F_t2∙tgα,

где d₂ - делительный диаметр колеса; β - угол наклона зуба; α=20⁰-угол зацепления.

Р и с. 3.3. Схема сил в зацеплении цилиндрической передачи:

а- косозубый редуктор (направление линии зуба колеса - левое, шестерни – правое);б- косозубый редуктор (направление линии зуба колеса - правое, шестерни – левое);в- шевронный редуктор

Кроме этого на выходные концы валов редуктора действует консольная нагрузка (см. рис. 2.1):

F_в от цепной и ременной передачи;

F_tоп=2T₃/d_2oп; F_{r oп}=2T₃/d_2oп от открытой прямозубой цилиндрической передачи, где d_2oп - делительный диаметр колеса;

F_М1=(50…125)от муфты на быстроходном валу;

F_М2=125от муфты на тихоходном валу.

Сила F_в перпендикулярна оси вала и направляется в соответствии с положением цепной (ременной) передачи (горизонтально или наклонно). Силу F_М1 рекомендуется направлять противоположно F_t.

3.5. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора

Выбираем материал для валов редуктора - сталь 40Х, термообработка - улучшение. Твердость НВ269…302 (табл. П5).

Определяем диаметры ступеней быстроходного вала (вал-шестерня) (рис. 3.4).

Р и с. 3.4. Типовая конструкция быстроходного вала редуктора

Диаметр выходного конца, мм,

d_в1=,

где [τ]_к=20… 25МПа - допускаемое напряжение кручения.

Для соединения быстроходного вала с валом электродвигателя стандартной упруговтулочной пальцевой муфтой (МУВП) обеспечиваем условие d_в1≥(0,75…0,8)d_дв, где d_дв - диаметр вала электродвигателя (табл. П3). Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда (табл. П34).

Диаметр вала под подшипник, мм,

d_П1=d_в1+2t₁,

где t_l - высота буртика вала (см. рис. 3.16). Принимаем целое число, кратное 5.

Диаметр упорной ступени вала, мм:

d_У1=d_П1 + 2t₁.

Определяем диаметры ступеней тихоходного вала редуктора (рис. 3.5).

Диаметр выходного конца, мм,

d_в2=.

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда.

Диаметр вала под подшипником, мм,

d_П2=d_в2+2t₁.

Принимаем целое число, кратное 5.

Р и с. 3.5. Типовая конструкция тихоходного вала редуктора

Диаметр вала под колесом, мм,

d_к2=d_П2+2t₁.

Диаметр упорной ступени вала, мм,

d_У2=d_к2+2t₁.

Цель эскизной компоновки - определение положения элементов передач относительно опор (подшипников). Эскизная компоновка (рис. 3.6) выполняется в соответствии с требованиями ЕСКД на миллиметровой бумаге формата А1 карандашом в тонких линиях, желательно в масштабе 1:1, и должна содержать одну проекцию - разрез по осям валов. Шестерня и колесо вычерчиваются в виде прямоугольников. Длина ступицы колеса принимается равной ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника. Зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса Δ₁=1,2δ, где δ=0,025а_w+1 - толщина стенки корпуса редуктора, δ≥8. Зазор от окружности вершин зубьев колеса (шестерни) до внутренней стенки корпуса Δ₂=δ. Если диаметр окружности вершин зубьев шестерни меньше наружного диаметра подшипника, то Δ₂ надо откладывать от наружного кольца подшипника. Зазор между днищем корпуса и поверхностью колеса Δ₀ ≥ 4δ.

Р и с. 3.6. Пример эскизной компоновки цилиндрического редуктора

Предварительно выбираем радиальные шариковые подшипники (табл. П35) и схему установки «враспор» (табл. П36). Параметры подшипников средней (легкой) серии выбираем по диаметру d_П1 и d_П2 (табл. П37) и заносим их в табл.3.4.

Таблица 3.4