Привод к шнеку. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет цилиндрической прямозубой зубчатой передачи. Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения

частота вращения шестерни, об/с; Т₃  – вращающий момент на валу колеса, Н×м; - коэффициент учитывающий вид термообработки     =13 – для прямозубых передач[1]

 м/с,

Для данной скорости рекомендуется 9-я степень точность.

                        Вычисляем межосевое расстояние по формуле (17)

            Принимаем по ГОСТ 2185.    

            Определяем рабочую ширину венца

,                                                                                                    (20)

.

            Принимаем ширину венца  и .

            Модуль зацепления  m_n, мм [1]:

                                                      ,                      (21)

    где F_t –окружная сила в зацеплении, Н,

,                                                                                                     (22)

Н.

                  – коэффициент долговечности, принимаем =1[1]

                  - коэффициент концентрации нагрузки.

 Коэффициент  принимаем в зависимости от параметра  [1]

                  - коэффициент динамичности.

 Коэффициент  принимаем в зависимости от параметра  [1]

                  - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями при расчете прямозубых передач значение .

                       Вычисляем модуль зацепления по формуле (21)

мм,

  Полученное значение модуля округляется до ближайшего стандартного в соответствии с предпочтительным рядом модулей [1].

 Принимаем по ГОСТ 9563.

            Определяем число зубьев шестерни и колеса:

,                             (23)

где - предварительный угол наклона линии зуба в прямозубых передачах =0

;

                                                                          ,                                           (24)

.

                                                                         ,                                          (25)

.

Принимаем  и мм.

Фактическое передаточное число

                                                   .                          (25)

Отклонение фактического (уточненного) передаточного числа от ранее принятого

                               ;    (27)

0,4%<2,5%.

2.3. Геометрический расчет прямозубой цилиндрической передачи

      Вычисляем делительные диаметры, диаметры вершин, основные диаметры и  диаметры впадин шестерни и колеса

                                                      ;                        (28)

                                             ;               (29)

                                          ;            (30)

;

;

                                          .

           Уточняем межосевое расстояние                                                                                                                                                                                                        

                                                                       ,                                         (31)

.

2.4. Силы в зацеплении цилиндрических передач

Окружная сила по формуле (22).

Радиальная сила F_r, Н [1]:

,                                       (32)

где a - угол зацепления, град a=20°,

b - угол подъема линии зуба, град b = 0 для прямозубой передачи,

Н.

Определяем действительное  контактное напряжение

                   ,                                        (33)

где - коэффициенты нагрузки.

Допускается  не более 10…15% (недогрузка передачи) и  не более 3…5% (перегрузка).

МПа<= 582 МПа.

Разница между фактическим и допускаемым напряжением

.                                      (34)

Результат считается хорошим, так как нагрузка передачи 2.5 %, что меньше 10…15% допускаемой.

Определяем действительные напряжения изгиба шестерни и колеса

                                        ,                                 (35)

где  - коэффициент нагрузки.

        - коэффициент формы зуб, принимают в зависимости от эквивалентного числа зубьев  [1]

- для прямозубых колес

                                              ,                                                       (36)

где  b - угол подъема линии зуба, град b = 0 для прямозубой передачи.

Определяем эквивалентное число зубьев

                                            ; ;                                     (37)

                                            ;                                    (38)

Определяем действительные напряжения изгиба шестерни

                                                             ,                       (39)

 МПа<=293МПа.

Определяем действительные напряжения изгиба колеса

                                                             ,                     (40)

 МПа<=255МПа.

3. Расчет цилиндрической косозубой передачи

Исходные данные:

– крутящий момент на валу колеса, Т₂, Н×м                                              64,2;

– передаточное отношение, u                                                                     3,15;

– частота вращения быстроходного вала, n₁, об/с                                  11,93

            – допускаемое контактное напряжение,, МПа                           582;

            – допускаемое напряжение изгиба, , МПа                                       293;

            – допускаемое напряжение изгиба, , МПа                                       255;

3.1. Определение основных параметров цилиндрической передачи

Ориентировочное значение межосевого расстояния , мм.

где       – вспомогательный коэффициент - для косозубых колес;

            – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки Между зубьями - для косозубых колес ;

- коэффициент концентрации нагрузки на контактную выносливость. Коэффициент  принимаем в зависимости от параметра  [1]

Определяем коэффициент

             – коэффициент ширины зубчатого колеса - для косозубых колес.

,

.

 - коэффициент динамичности  Коэффициент  принимаем в зависимости от параметра  [1]

Вычисляем предварительную окружную скорость

 ,

где n₂ – частота вращения шестерни, об/с; Т₃  – вращающий момент на валу колеса, Н×м; - коэффициент учитывающий вид термообработки     =15 – для косозубых передач[1]

 м/с.

Для данной скорости рекомендуется 9-я степень точность.

Так как редуктор соосный то принимаем  =160 мм, смотрим пункт 2

.

            Принимаем ширину венца  и .

            Модуль зацепления  m_n, мм [1]:

                            ,                                                      

    где F_t –окружная сила в зацеплении, Н,

,

Н.                                                                                   

                  – коэффициент долговечности, принимаем =1[2]

                  - коэффициент концентрации нагрузки.

 Коэффициент  принимаем в зависимости от параметра  [2]

                  - коэффициент динамичности.

 Коэффициент  принимаем в зависимости от параметра  [2]

                  - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями при расчете прямозубых передач значение .

                       Вычисляем модуль зацепления по формуле (21)

мм,

  Полученное значение модуля округляется до ближайшего стандартного в соответствии с предпочтительным рядом модулей [1].

 Принимаем по ГОСТ 9563.

Определяем предварительный минимальный угол подъема линии зуба, град,

                                                               ,                            (41)

°.

            Определяем число зубьев шестерни и колеса:

                                                        ,                          (42)

где - предварительный угол наклона линии зуба

.

,

.

,

.

Принимаем  и мм.

Фактическое передаточное число

,

.

Отклонение фактического (уточненного) передаточного числа от ранее принятого

,

.

0,3%<2,5%.

Уточняем угол наклона линии наклона зуба b, град,

                                             °.    (43)

3.2. Геометрический расчет косозубой цилиндрической передачи

      Вычисляем делительные диаметры, диаметры вершин, основные диаметры и  диаметры впадин шестерни и колеса

                                                     ;                       (44)

;

;

;

;

                                          .

           Уточняем межосевое расстояние                                                                                                                                                                                                        

.

3.3. Силы в зацеплении цилиндрических передач

Окружная сила по формуле (22).

Осевая сила F_a, Н [1]:

F_a = F_t×tgb=528,6×0,149=79 Н,                                                                    (45)

Радиальная сила F_r, Н [1]:

,

где a - угол зацепления, град a=20°

b - угол подъема линии зуба, град.

Н,

Определяем действительное  контактное напряжение

,

где - коэффициенты нагрузки.

Допускается  не более 10…15% (недогрузка передачи) и  не более 3…5% (перегрузка).

МПа<= 582 МПа.

Так как редуктор соосный, то недогрузка вполне вероятна.

Определяем действительные напряжения изгиба шестерни и колеса

                                        ,

где  - коэффициент нагрузки.

        - коэффициент формы зуб, принимают в зависимости от эквивалентного числа зубьев  [1]

- для прямозубых колес

                                                                  ,                                   (46)

где  b - угол подъема линии зуба, град.

Определяем эквивалентное число зубьев

                                            ; ;

                                            ;.

Определяем действительные напряжения изгиба шестерни

где  - коэффициент наклона зуба,

МПа<=293МПа.

Определяем действительные напряжения изгиба колеса

,

 МПа<=255МПа.

4. Расчет открытой конической зубчатой передачи

Рисунок 2 - Кинематическая схема конической передачи.

4.1. Определение параметров конической зубчатой передачи

Исходные данные:

– крутящий момент на валу колеса, Т₄, Н×м                                              456,8;

– передаточное отношение, u                                                                       2;

– частота вращения вала III, n₃, об/с                                                         3,05,

            – допускаемое контактное напряжение,, МПа                           582;

            – допускаемое напряжение изгиба, , МПа                                       293;

            – допускаемое напряжение изгиба, , МПа                                       255.

Определяем предварительное значение окружной скорости

Вычисляем предварительную окружную скорость

,

где n₃ – частота вращения шестерни, об/с; Т₄  – вращающий момент на валу колеса, Н×м; - коэффициент учитывающий вид термообработки     =10 – для конических передач[1]

 м/с.

Внешний делительный диаметр колеса d_e2, мм [5]:

            ,                                                           (48)

где       Т₃ – вращающий момент на валу колеса, Н×м (Т₂ = 456,8 Н×м);

            u – передаточное отношение конической передачи (u = 4);

 = 1,85 – при твердости колеса и шестерни менее или равно 350НВ[1];

            K_Hb – коэффициент вида конических колес K_Hb = 1,1 для колес