Проектировочный расчет цилиндрического редуктора, страница 2

4.2.1. Угол профиля  

4.2.2. Модуль зацепления

Модуль зацепления (мм) выбираем по эмпирической формуле 

  = (0.01...0.03)

4.2.3. Значение модуля по ГОСТ (табл.2.21[1]),    

4.2.4. Предварительное значение угла наклона линии зуба из диапазона     b = 10-20градусов (deg),   

4.2.5. Числа зубьев шестерни  и колеса  находим из решения  уравнения

4.2.6. Принимаем целочисленное значение чисел зубьев

4.2.7. Фактическое значение передаточного числа

Допускаемая погрешность не более 2,5 %

Фактическая погрешность, %

4.2.8. Уточненное значение угла наклона линии зуба

4.2.9. Делительные диаметры, мм

4.2.10. Межосевое расстояние (проверка)

или

4.2.11. Окружности выступов, мм

4.2.12. Окружности впадин, мм

4.2.13. Ширина венцов, мм

Принимаем    

=+(1.5...5)

Принимаем 

Проверка.  Должно выполняться неравенство    

Условие выполнено

5. Проверочные расчеты

5.1 ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ КОНТАКТНЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

 Проверочные расчеты выполняются по методике [1].

Контактные напряжения вычисляются по формуле:

Ранее были найдены:

 Окружная скорость

Принимаем  9-ю степень точности изготовления зубчатых колес (табл.2.20 )

 Требуемое значение  коэффициента ширины венца зубчатого колеса

 Фактическик контактные напряжения находятся по формуле (2)

Коэффициенты и параметры  формулы (2)

Коэффициент формы зуба  (табл.2.15),  

Коэффициент свойств материалов (табл.2.9 [1]),  

Коэффициент длины контактной линии находится через коэффициент торцевого перекрытия    (табл.2.17),  

Коэффициент динамичности нагрузки  (табл.2.19),  

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями  (табл.2.10),  

  Удельная расчетная окружная сила

Фактические контактные напряжения

  Допускаемая  перегрузка 5%

  Фактическая  недогрузка /перегрузка , %

5.2 ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ИЗГИБНЫХ  НАПРЯЖЕНИЙ

 Фактическик изгибные напряжения находятся по формуле (3)

 Коэффициенты и параметры  формулы (3)

,  - коэффициенты формы зуба находится через эквивалентное

 число зубьев  и    (табл. 2.18 [1] )

Коэффициент, учитывающий наклон линии зуба (табл.2.16),   

Коэффициент , учитывающий распределение нагрузки по между зубьями (табл.2.10),  

Коэффициент , учитывающий распределение нагрузки по длине зубьями (табл.2.11),

Коэффициент учитывающй динамичность нагрузки (табл.2.19), 

 Удельная расчетная окружная сила

Фактические  изгибные напряжения

Недогрузка, %

6. Предварительный расчет валов и подшипников

Исходными данными для проектирования являются:

Момент на входном валу

Момент на выходном валу

Расчет диаметров выходных концов валов проводим

при пониженных значениях напяжений на кручение[t]

Вал шестерни

ПРИНИМАЕМ

- Выбрали с учетом диаметра ближайшое стандартное значение из ряда Ra40

Принимаем диаметр вала под подшипник

Диаметр вала под уплотнением

ПРИНИМАЕМ

ПРИНИМАЕМ

Вал колеса

ПРИНИМАЕМ

Принимаем диаметр вала под подшипник

Диаметр вала под уплотнением

Диаметр вала под колесом

ПРИНИМАЕМ

ПРИНИМАЕМ

ПРИНИМАЕМ

Диаметр упорного выступа для вала 80мм

ПОДБОР  ПОДШИПНИКОВ  КАЧЕНИЯ

Предварительно выбираем подшипники качения  по диаметру вала под подшипник.

  Подшипники установлены  "враспор"

Тихоходный вал

Быстроходный вал

№ 210

легкой серии

№ 213

легкой  серии

Номер  и тип  и серия

подшипника

Динамические

грузоподъемности ПК     

Статические

грузоподъемности ПК 

Внутренний диаметр        

Наружный диаметр

Ширина подшипника 

Выбираем смазку подшипников качения.

    При окружной скорости зубчатых колес   м/с  подшипники смазываются   пластичной смазкой.   Необходимы мазеудерживающие кольца . При   м/с  кольца не нужны

    = 6...9 мм   - прмерная ширина кольца .

 Силы, действующие в зубчатом зацеплении

Окружные силы

Радиальные силы

Осевые  силы