- •1 Определение основных параметров привода
- •2.Выбор материалов и определение допускаемых напряжений
- •2.1 Выбор материалов для изготовления деталей редуктора
- •2.2 Определение допускаемых контактных напряжений
- •3. Определение основных геометрических параметров зубчатой
- •3.1 Расчет межосевого расстояния
- •3.2 Определение геометрических параметров зубчатых колес
- •Последовательность расчета прямозубого зубчатого зацепления
- •4. Проверочный расчет на прочность по контактным напряжениям
- •5. Расчет валов и корпуса редуктора. Выбор подшипников
- •Рекомендуемая литература
3.2 Определение геометрических параметров зубчатых колес
Ширина колеса . Принимаем мм (округляем в большую сторону по ряду Ra40).
Ширина шестерни должна быть на 4 мм больше ширины колеса: мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем в пределах:
мм.
Принимаем стандартный модуль зацепления mn = 3 мм.
Стандартное значение модулей
1ряд (предпоч) |
1 |
1,25 |
1,5 |
2 |
2,5 |
3 |
4 |
5 |
6 |
8 |
10 |
12 |
16 |
20 |
2 ряд |
1,125 |
1,375 |
1,75 |
2,25 |
2,75 |
3,5 |
4,5 |
5,5 |
7 |
9 |
11 |
14 |
18 |
22 |
При определении оптимального угла наклона зуба учитываем, что коэффициент осевого перекрытия должен соответствовать условию > 1,1. Принимаем = 1,6. Угол наклона зуба, который должен быть в пределах , определяется по формуле .
Тогда угол наклона зуба к образующей делительного цилиндра
Суммарное число зубьев шестерни и колеса:
.
Принимаем целое число .
Число зубьев шестерни . Необходимо учитывать, что по условию неподрезания зубьев . Принимаем .
Число зубьев колеса .
Уточняем передаточное отношение: .
Фактическое значение передаточного отношения не должно отличаться от номинального более чем на 2,5 % при , и на 4 % при .
Определяем процент расхождения: .
Фактическая частота вращения ведомого (выходного) вала редуктора об/мин.
Отклонение действительной частоты вращения ведомого вала от заданной не должно превышать 4 %.
Величину угла наклона зуба уточняем при помощи формулы
,
, .
Делительные диаметры шестерни и колеса:
мм; мм.
Проверка: мм.
Диаметры окружностей выступов шестерни и колеса:
мм;
мм.
Диаметры окружностей впадин шестерни и колеса определяются по формуле
где с – радиальный зазор, , мм.
мм,
мм,
мм.
Последовательность расчета прямозубого зубчатого зацепления
Величина межосевого расстояния:
В результате расчета получили значение aw = 274,4 мм. Принимаем ближайшее большее значение aw = 280 мм (получили стандартное межосевое расстояние).
Ширина колеса . Принимаем мм (округляем в большую сторону по ряду Ra40). Ширина шестерни должна быть на 4 мм больше ширины колеса: мм.
Модуль зацепления принимаем в пределах:
мм.
Принимаем стандартный модуль зацепления m = 4 мм.
При расчете прямозубых передач следует величину модуля подбирать таким образом, чтобы суммарное число зубьев было целым числом. В этом случае сохраняется принятое значение межосевого расстояния.
Суммарное число зубьев шестерни и колеса:
.
Число зубьев шестерни . Необходимо учитывать, что по условию неподрезания зубьев . Принимаем .
Число зубьев колеса .
Уточняем передаточное отношение: .
Фактическое значение передаточного отношения не должно отличаться от номинального более чем на 2,5 % при , и на 4 % при .
Процент расхождения: .
Фактическая частота вращения ведомого (выходного) вала редуктора об/мин.
Отклонение действительной частоты вращения ведомого вала от заданной не должно превышать 4 %.
Делительные диаметры шестерни и колеса:
мм; мм.
Проверка: мм.
Диаметры окружностей выступов шестерни и колеса:
мм;
мм.
Радиальный зазор мм.
Диаметры окружностей впадин шестерни и колеса
мм,
мм.