2.4.7 Диаметры колес
Рис. 2 [1, рис. 2.5, стр. 22]
Делительный диаметр шестерни равен:
мм
Делительный диаметр колеса равен:
Проверка по определенному ранее межосевому расстоянию:
aW = 0,5 ∙ (dдел шест + dдел кол) = 0,5 ∙ (67,1 + 332,9) = 0,5 ∙ 400 = 200 мм
Диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колес:
Шестерня:
da1 = dдел шест + 2 ∙ m = 67,1 + 2 ∙ 3,5 = 67,1 + 7 = 74,1 мм
df1 = dдел шест – 2,5 ∙ m = 67,1 - 2,5 ∙ 3,5 = 67,1 - 8,75 = 58,35 мм
Колесо:
da2 = dдел кол + 2 ∙ m = 332,9 + 2 ∙ 3,5 = 332,9 + 7 = 339,9 мм
df2 = dдел кол – 2,5 ∙ m = 332,9 - 2,5 ∙ 3,5 = 332,9 - 8,75 = 324,15 мм
Ширина колеса рассчитывается о формуле:
b2 = Ψba ∙ aW = 0,4 ∙ 200 = 80 мм
Ширина шестерни рассчитывается о формуле:
b1 = b2 + 5 = 85 мм
Проверяем, выполняется ли условие: b < 1,5 ∙ dдел (для косозубых колес)
Колесо:
dдел кол = 332,9; b2 = 80.
1,5 ∙ 332,9 = 499,35
80 < 499,35 - условие выполняется.
Шестерня:
dдел шест = 67,1; b1 = 85.
1,5 ∙ 67,1 = 100,65
85 < 100,65 - условие выполняется.
Полученное значение ширины шестерни и колеса должно округляться в большую сторону по ряду чисел [13]: 16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 71, 80, 90, 100, 110, 125, 140, 160, 180, 200, 220. Тогда:
Ширина колеса остается равной 80 мм, а ширину шестерни округляем до 90 мм.
Коэффициент ширины шестерни по диаметру рассчитывается по формуле:
2.4.8 Размеры заготовок
Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, требуется, чтобы размеры
Dзаг, Cзаг, Sзаг заготовок колес не превышали предельно допустимых значений:
Dзаг ≤ Dпр; Cзаг ≤ Cпр; Sзаг ≤ Sпр.
Значения Dзаг, Cзаг, Sзаг вычисляются по формулам:
Dзаг.шестерни = da1 + 6 = 74,1 + 6 = 80,1 мм.
Dзаг.колеса = da2 + 6 = 339,9 + 6 = 345,9 мм.
для колеса с выточками:
Cзаг = 0,5 ∙ b2 = 0,5 ∙ 80 = 40 мм.
Sзаг = 8 ∙ m = 8 ∙ 3,5 = 28 мм.
2.4.9 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
Расчетное значение контактного напряжения [1, стр. 23]
где Zσ = 9600 для прямозубых и Zσ = 8400 для косозубых передач, МПа.
σH = 435,12 Н/м2 меньше допустимого [σH] = 482,81 Н/м2
Если расчетное напряжение σH меньше допустимого [σH] в пределах 15-20% или σH больше [σH] в пределах 5%, то ранее принятые параметры передачи принимают за окончательные. В противном случае необходим пересчет.
[1, стр. 23]
σH меньше [σH] на 9,87%.
Ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.
2.4.10 Силы в зацеплении
Рис. 4 [1, рис. 2.7, стр. 23]
Окружная сила рассчитывается по формуле:
Н.
Радиальная сила рассчитывается по формуле:
(для стандартного угла α=20o tgα = 0,364);
Н
Осевая сила рассчитывается по формуле:
Н
3. Эскизное проектирование
После определения межосевого расстояния, размеров колес и других параметров приступают к разработке эскизного проекта.
3.1 Проектные расчеты валов
Предварительные значения диаметров различных участков стальных валов редуктора рассчитываются по формулам:
Для быстроходного вала:
Принимаем высоту заплечника (tцил), координату фаски подшипника (r) и размер фаски колеса (f) по [1, стр. 42]: tцил = 3,5; r = 2,5; f = 1,2
мм
мм
мм
Округляем значения диаметров быстроходного вала до ближайших больших значений по табл. 24.1[1]:
d = 36 мм
dп = 45 мм
dбп = 52 мм
Произведем проверку соответствия рассчитанного диаметра d с диаметром
вала
двигателя: Должно выполняться условие:
Принимаем по паспортным данным двигателя (АИР 160 М8):
dдв = 48 мм.
Тогда:
Результат попадает в диапазон значений, предписанный по условию.
Для тихоходного вала:
Принимаем высоту заплечника (tцил), координату фаски подшипника (r) и размер фаски колеса (f) по [1, стр. 42]: tцил = 3,5; r = 2,5; f = 1,2
мм
мм
мм
мм
Округляем значения диаметров быстроходного вала до ближайших больших значений по табл. 24.1[1]:
d = 45 мм
dп = 55 мм
dбп = 65 мм
dк = 65 мм
Диаметры быстроходного и тихоходного валов согласуют с диаметрами валов по табл. 24.27 [1].
Принимаем диаметры и длины концов валов:
dб1. = 36 мм; L=58, r=2, c=1,6
dт1. = 45 мм; L=82, r=2, c=1,6