3.Расчет цилиндрического двухступенчатого редуктора

Расчет редуктора был проведен с помощью ЭВМ. При проектировании двухступенчатого редуктора необходимо решить вопрос о распределении известного общего передаточного числа uред между быстроходной uБ и тихоходной uт ступенями редуктора (uред=uБ*uт).Поэтому в программе предусматривается проведение расчетов при различных отношения uБ/uт. В программе также варьируется термообработка колес, которая очень существенно влияет на массу редуктора и его стоимость.

По рассчитанным данным ищется оптимальный вариант конструкции, учитывающий минимальную массу редуктора, минимальную стоимость и габариты. Также необходимо учитывать следующие требования : диаметр шестерни быстроходной ступени не должен снижать жесткость вала; возможность размещения в корпусе подшипников валов быстроходной и тихоходной ступеней ; при этом между подшипниками должен размещаться болт крепления крышки и корпуса редуктора; зубчатое колесо быстроходной ступени не должно задевать за тихоходный вал; зубчатые колеса обоих ступеней должны погружаться в масляную ванну примерно на одинаковую глубину.

В приложении 1 приведены данные для расчета и полученные результаты и по ним построены графики зависимости стоимости, массы редуктора и межосевого расстояния в зависимости от способа термообработки и соотношения передаточных чисел ступеней . Исходя из выше указанных требований, мной был выдран следующий вариант :

Вариант № 15 табл.1

тверд. Колес HRC1	Тверд. Колес HRC2	UБ/UТ	Bw/Aw	Межосевое расстояние, мм	Диаметр впадин быстроход. шестерни, мм	Масса Редуктора , Кг	масса колес , кг	Диаметр вершин колес тихоход.	Диаметр вершин колес быстр.	Суммарная цена привода, руб.
49	28	1.3	0.4	250	30.16	100.72	17.17	229.58	189.21	257.45

Результаты расчета параметров зубчатых колес и сил в зацеплении приведен в приложении 1.

3.1. Расчет зубчатых передач

3.1.1. Выбор материалов и вида термической обработки

Исходя из выбранного варианта имеем :

HRC1 49

HRC2 28.5

Марка материала : Сталь 45ГОСТ 4543-71

Вид термообработки :

1, 2 – улучшение

3.1.2. Определение допускаемых напряжений и размеров передачи

Расчет передачи производится по допускаемым напряжениям :

и

соответствующим длительной контактной и изгибной выносливостям

_Hlim ,_Flim – пределы выносливости

S_F , S_H – коэффициенты безопасности

Значения[]_н и[]_F вычисляются по формулам :

для термообработки – улучшения

причем []_H = min {[]_H1 , []_H2}

Для определения коэффициента безопасности по контактным напряжениям:

S_H = S_Hmin S_HA S_HB

N_HE= 60nt_ _H

где n –частота вращения колеса

t_ – число часов работы передачи

_H – число входов в зацепление зуба за один оборот колеса

, но 2.4

Коэффициент K_HL учитывает возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач.

Для определения коэффициента безопасности по напряжениям изгиба :

N_FE = N_K _F

S_F = S_Fmin S_F S_FD

Определение a_W – межосевого расстояния

,где T₁ =Т_Э

, где

К_а = 4300 для косозубых передач

К_Н – коэффициент концентрации нагрузки

_ba’ = b2/a_W

_ba = b2/a1=0.5_ba(U+1)=1 , где a₁=2a_W /(U+1)

K_H’ =K_HV K_H K_H

где K_HV = f(V)

K_H = f(_ba)

Ширина колес определяется по формуле :

b2=_ba a_W

Ширина шестерни : b1 = b2+(2..4)

Определение нормального модуля

Ориентировочно определяют

m= b2/17 , где 17 – минимальное число зубьев из условия неподрезания зуба при нарезании без колеса без смещения

Уточняют расчет

находим m

Определение угла наклона зубьев , чисел зубьев колеса (Z₂) шестерни (Z₁) и настоящего передаточного отношения (U)

Из условий :

b2tg  > m/cos 

sin  > m/b₂

Получаем :

sin _min  4m/b₂

Суммарное число зубьев :

Z_ = 2a_w /m_t =2a_Wcos / m

Окончательно получаем :

 = arccos(Z_m/2a_W)

Определяем :

Z₁ = Z_ /(U+1)

Z₂ = Z_ - Z₁

U=Z₂ /Z₁

Определение диаметров колес :

d₁ = Z₁ m_t

делительные диаметры колеса и шестерни

d₂ = Z₂ m_t

d_a1,2 = d_1,2 +2(1+x_1,2 -y)m – диаметры вершин

d_f1,2 = d_1,2 -2(1.25 - x_1,2 )m – диаметры впадин

где x_1,2 –коэффициенты смещения шестерни и колеса

y= -(a_w -a)m –коэффициент воспринимаемого смещения