Структурный, кинематический и динамический анализ шарнирно-рычажного механизма (частота вращения ведущего вала редуктора - 980 об/мин), страница 6

–коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по контактным напряжениям;

–коэффициент зависимости ширины колеса от величины межосевого расстояния, принимаем-0,4;

– допускаемое контактное напряжение,  МПа.

Концентрация нагрузки происходит вследствие изгиба или перекоса валов, в результате чего зубья колес контактируют не по всей длине. Коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по контактным напряжениям  определяется по графику, составленному на основе практики эксплуатации зубчатых колес, при помощи  – коэффициента зависимости ширины колеса от величины делительного диаметра шестерни (). При проектном расчете коэффициент зависимости ширины колеса от величины делительного диаметра шестерни определяется по формуле

,                                        (18)

По графику определяем коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по контактным напряжениям:  = 1,07.

Полученные значения подставляем в формулу (17) и определяем величину межосевого расстояния:

В результате расчета получили значение a_w = 164,9 мм. Так как редуктор предназначен для мелкосерийного производства, то принимать стандартное межосевое расстояние не обязательно. Расчетное значение межосевого расстояния разрешается округлять по ряду нормальных линейных размеров Ra40.

Принимаем ближайшее большее значение a_w = 170 мм.

6.2 Определение геометрических параметров зубчатых колес

Ширина колеса . Полученное значение ширины колеса округляется в большую сторону по ряду Ra40. Принимаем мм.

Ширина шестерни должна быть на 3…5 мм больше ширины колеса:

мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем в пределах:

 мм.

Принимаем стандартный модуль зацепления m_n = 2,5 мм.

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

.

Число зубьев шестерни .

Принимаем Z₁=21

Число зубьев колеса .

Уточняем передаточное отношение: .

Расхождение с заданным значением составило 2,2 %. Допускается расхождение не более 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.

7 Проверочный расчет зубчатой передачи на прочность по контактным напряжениям

Условие прочности зубчатой передачи по контактным напряжениям:

,                       (21)

где– коэффициент, учитывающий повышение прочности косозубых колес по контактным напряжениям (для прямозубых колес =1);

 –стандартный угол зацепления, ;

–коэффициент расчетной нагрузки. Определяется по формуле =, где  – определенный ранее коэффициент концентрации напряжений, а  – коэффициент, учитывающий динамический характер приложения нагрузки. Определяется коэффициент динамической нагрузки  по графику, в зависимости от окружной скорости и назначенного квалитета точности изготовления передачи.

Определяем окружную скорость:  м/с.

Назначаем по таблице 8 степень точности изготовления передачи.

При помощи графика определяем коэффициент динамической нагрузки. Для 8 степени точности и  м/с  = 1,11.

Коэффициент расчетной нагрузки  =.

Определяем напряжение, возникающее в линии контакта зубьев, и сравниваем его с допускаемым напряжением:

 Па

.

8 Расчет и проектирование валов и корпуса редуктора. Выбор подшипников

Проектным расчетом определяется минимальный диаметр вала (диаметр выходного конца вала, предназначенного для установки муфты) из расчета на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Диаметры цапф должны быть согласованы с диаметрами внутренних колец подшипников, а всех остальных участков – с рядом нормальных линейных размеров Ra40.

Определяем минимальные диаметры ведущего и ведомого валов редуктора из расчета на кручение по пониженным допускаемым напряжениям:

, м                                                (24)

где–допускаемое касательное напряжение, Мпа, для стальных валов принимается в пределах 13…15 МПа;

 – крутящий момент на i-том валу, , на ведущем , на ведомом .