Задаёмся передаточным отношением открытой передачи

1.6 Задаёмся передаточным отношением открытой передачи

u = 2¸3

1.7 Определяем передаточное отношение редуктора

Передаточное отношение редуктора должно входить в промежуток для конической прямозубой передачи U=2¸3

, где U - передаточное отношение двигателя

Uоп - передаточное отношение открытой

передачи

Uр - передаточное отношение редуктора

Остановим свой выбор двигателе N°1, и примем следующие передаточные отношения:

uдв = 5,6 uр = 2,8 uоп = 2

Эскиз двигателя в приложении 1.

1.8 Определяем крутящие моменты действующие на валах передаточных меанизмов.

1.9 Определяем угловую скорость на валах передаточного механизма

Проверка: Nдв=Тдв*wдв

Nдв=4,73*313,6=1483 Вт

Двигатель 4А80А2У3

1.10 Выполняем обратный пересчёт Т3, w3 с учётом выбранного двигателя

Проверка Nдв=Тдв*wдв

Nдв=4.19*56=1500 Вт

В дальнейшем будем вести расчёты с учётом полученных значений

1.11 Определение частоты вращения валов передаточного механизма

n1 = nc = 3000 об/мин

Данные расчётов сведём в таблицу:

таблица 2

	Тi, Н*м	wi, рад/с	ni, об/мин
Вал А	4.78	314	3000
Вал В	9.08	157	1071
Вал С	24	56	535

2. Геометрический прочностной расчёт закрытой передачи.

2.1 Выбираем материал

Для шестерни и колеса выбираем сталь углеродистую качественную 45; Ст 45, для которой допускаемое напряжение при изгибе для нереверсивных нагрузок [s0]=122 МПа, допускаемое контактное напряжение [s]=550 МПа

-

рис1. Передача коническими зубчатыми колёсами

2.2 Определяем внешний делительный диаметр (см. Рис.1)

коэффициент КНb=1,2

коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному

расстоянию YВRE=0,285

 

[1],

где Тр - момент на выходном валу редуктора (табл. 2);

de2 - внешний делительный диаметр, мм;

[s]к - допускаемое контактное напряжение, МПа;

up - передаточное отношение редуктора;

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение

de2=100мм

2.3 Принимаем число зубьев на шестерне

Z1=22

2.4 Определяем число зубьев на колесе

Z2=uр*Z1=2,8*22=62 [1]

Определяем геометрические параметры зубчатой передачи

 2.5 Внешний окружной модуль

 

 [1]

2.6 Угол делительного конуса для (см. Рис.1):

шестерни

колеса

 

2.7 Определяем внешний диаметр шестерни и колеса (см. Рис.1)

2.8 Определяем внешнее конусное расстояние (см. Рис.1)

[1]

2.9 Определяем среднее конусное расстояние (см. Рис.1)

, где b - длина зуба

2.10 Определяем средний окружной модуль

2.11 Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса (см. Рис.1)

d=m*Z [1] d1=1.3*22=28.6 мм

 d2=1.3*62=80.6 мм

2.12 Определяем усилие действующее в зацеплении

окружное колеса

 

шестерни

 , где Т - крутящий

момент на выходном валу; d - средний делительный диаметр

радиальное    , где Р - окружное усилие, d - угол делительного конуса, a = 20°

Проверка

коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

[1]

средняя окружная скорость колеса

[1]

степень точности n=7

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициенты нагрузок

 [1], где КНb - коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба;

КНa - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями;

КНV - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колёс

[1]

Проверку контактных напряжений выполним по формуле:

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

  [1] , где

коэффициент нагрузок

, где КFb - коэффициент концентрации нагрузки;

КFV - коэффициент динамичности

Y - коэффициент формы зубьев выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни

для колеса

При этих значениях ZV выбираем YF1 = 3.976, YF2 = 3.6

Для шестерни отношение

для колеса

 

Дальнейший расчёт ведём для зубьев шестерни, т.к. полученное отношение для него меньше.

Проверяем зуб колеса

3. Разработка эскизной компоновки.

3.1 Предварительный расчёт валов редуктора.

Расчёт выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего Тк1=Т1=9000 Нм

ведомого Тк2=Т2=24000 Нм

Диаметр выходного конца вала dв1 (см. рис. 3) определяем при допускаемом напряжении [tк]=25 МПа

 [1]

диаметр под подшипниками примем dп1=17 мм; диаметр под шестерней  dк1=20 мм.

Диаметр выходного конца вала dв2 (см. рис. 4) при допускаемом напряжении [tк]=25 МПа

диаметр под подшипниками примем dп2=20 мм; диаметр под зубчатым колесом dк2=25 мм.