- •Методические указания к курсовой работе Цель работы
- •Требования к содержанию и оформлению работы
- •Календарный план выполнения работы
- •Второй этап – 3-ая неделя ноября
- •Третий этап – 1 неделя декабря
- •Срок защиты курсовой работы до 12 декабря
- •Содержание
- •Введение ......................................................................................................... 4
- •Часть 1. Оценка параметров основных составляющих
- •1.6. Разработка эскизного проекта конструкции узла редуктора ,,,,,,,,,,,,,,……… _
- •Часть 2. Расчёт зубчатых передач и выбор материалов ..... _
- •Часть 3. Проверочный расчёт узлов и деталей.......................... _
- •Введение
- •1. Оценка параметров основных составляющих привода
- •1.1.2. Энергетическое согласование параметров эд и им
- •1.2. Определение общего передаточного отношения привода
- •1.3. Определение мощностей, частот вращения и крутящих моментов
- •1 .4. Проектировочный расчёт валов,
- •1.4.4. Определение межосевых расстояний
- •1.5. Расчёт геометрических параметров зубчатых передач
- •1.6. Разработка проекта конструкции узла редуктора (рис.6)
- •2. Расчёт зубчатых передач и выбор материалов
- •2.1. Контактная усталостная прочность зубчатых передач
- •Вычислив значения bd по данным таблицы 5, сравните их с максимально допустимыми значениями коэффициента bd, представленными в таблице 7.
- •Максимально допустимые значение коэффициента bd
- •3. Проверочный расчёт узлов и деталей
- •3.1. Проверочный расчёт зубчатых передач по изгибной прочности зубьев
- •3.2. Определение реакций опор
- •Последовательность оценки динамической грузоподъёмности
- •3.3. Разработка технического проекта конструкции узла редуктора (рис. 7)
- •3.4. Выбор марки стали для зубчатых передач
1.4.4. Определение межосевых расстояний
Габариты редуктора существенно зависят от размеров зубчатых передач и размеров подшипников качения (рис.2).
1. В соответствии с установкой болтов соединения крышки редуктора с корпусом межосевое расстояние а зубчатой передачи не должно быть меньше конструктивно принимаемой величины (рис.2):
– для тихоходной передачи aт 0,5(Dп1+Dп2)+2g,
– для быстроходной передачи aБ 0,5(Dп2+ Dп3)+2g,
где Dп1, Dп2 и Dп3 – наружные диаметры подшипников качения соответственно выходного вала (1), промежуточного (2) и входного вала (3);
2g – минимальное расстояние между внешними кольцами подшипников, принимается в зависимости от диаметра болтов, соединяющих верхнюю крышку и корпус редуктора:
Болт М10 М12 М14 М16 М20
2g 32 40 44 48 56 мм.
Диаметр болта должен быть d 1,25 Tим 1/3 10 мм, где Tим в Нм.
Полученные конструктивно значения межосевых расстояний aт и aб округлите по ряду R40: ... 50; 55; 60; 63; 70; 72; 75; 80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 120; 125; 130, далее через 10 мм до 260 и через 20 мм до 420.
2. Согласно условию сборки двухступенчатого редуктора межосевое расстояние тихоходной зубчатой передачи должно быть таким, чтобы обеспечивался зазор со между зубчатым колесом быстроходной пары (диаметр вершин зубьев dа2б) и тихоходным валом (на рис.2 диаметр d*):
aт 0,5dа2б + 0,5 d* + со,
где со = (3 … 5) мм,
значение d* принимается согласно эскизу выходного вала редуктора (см. пример 1),
dа2б = d2б + 2mб = 2 aб uб /(uб+ 1) + 2mб, d2б – делительный диаметр зубчатого колеса, mб – модуль зацепления быстроходной передачи. (Согласно ТЗ значение модуля mб находится в пределах от 1,5 до 3 мм).
Примечание. Значение со (0,3 … 0,5)с, а с = L1/3 + 3 мм; L – расстояние между внешними поверхностями передач, L = 0,5da2т + 0,5 da1б + aт + aб . В нашем случае с 10 мм.
Если принятое значение межосевого расстояния aт не удовлетворяет условию aт 0,5dа2б + 0,5 d* + со, необходимо принять новое значение aт по ряду R40.
1.5. Расчёт геометрических параметров зубчатых передач
Принятые выше значения aт и aб используем для определения геометрических параметров шестерни и колеса тихоходной и быстроходной передач. Выбор параметров связан с соблюдением ряда ограничений технологических и конструктивных:
– значение модуль зацепления m стандартизовано:
1-й ряд – 1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 25 (мм);
2-й ряд – 1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18; 22 (мм)
– целыми числами должны быть значения чисел зубьев шестерни z1 и колеса z2;
– по условию отсутствия подрезания зубьев принимают z1 17cos3, где угол наклона зубьев косозубых колёс = 7 … 22, cos = 0,993 … 0,927.
Угол рекомендуется принимать в зависимости от значения m.
Отношение m= b/m называется коэффициентом ширины венца колеса по отношению к стандартному модулю зацепления. Рекомендуемые значения коэффициента m зависят от твёрдости поверхности зубьев, жёсткости деталей, назначения и условий работы передаточных механизмов (таблица 4). Предварительно принимаем, что твёрдость поверхности зубьев Н 350 НВ.
Таблица 4
Значения коэффициента m
-
Характеристика передач
m= b/m
min
Высоко нагруженные точные передачи, повышенная жёсткость деталей и корпуса
Н 350 НВ
Н 350 НВ
Передачи редукторного типа в отдельном корпусе с жёсткими валами и опорами
Н 350 НВ
Н 350 НВ
Открытые передачи, передачи невысокой степени точности, передачи с консольным расположением колёс, подвижные колёса коробок передач
45 … 30
30 … 20
30 … 20
20 … 15
15 … 10
63
93
93
123
19
Последовательность выбора параметров косозубой передачи
– назначить m согласно рекомендациям таблицы 4 и определить минимальные значения угла min и cos min;
– используя равенство а = 0,5(d1+ d2) = 0,5d1(u +1) = 0,5 m z1(u + 1)/cos , определить для данной передачи значение mz1 = 2 а cos min /(u +1);
– в соответствии с условием z1 17cos3 (обычно при малых углах принимают z1 = 18 … 30) подобрать стандартное значение модуля m так, чтобы произведение mz1 в наименьшей степени отличалось от его расчётного значения;
– вычислить значение z2= u z1 и округлить его до ближайшего целого значения;
– вычислить новое значение передаточного числа передачи u = z2/ z1; допускается отклонение до 5% нового значения u от ранее принятого.
– используя полученные значения m, z1 и u, определить новое значение
cos = 0,5mz1 (u +1) /а; убедиться в том, что значение угла min; если это условие не выполняется, принять новое значение z1 и повторить расчёт параметров передачи.
Пример 3
Определим параметры косозубой передачи редукторного типа с внешним зацеплением при а = 180 мм, u = 3,15, твёрдость зубьев 48 HRC.
Решение
Значение коэффициент m находится в интервале 15 … 20 (таблица 4). Соответственно, интервал значения угла min – от 93 до 123, cos min – от 0,986 до 0,976; произведения mz1 – от 85,97 до 84,58 мм.
Примем предварительно m = 4 мм и z1= 21. Тогда mz1= 84 мм; z2 = uz1= 3,15 21 = 66,15, принимаем далее z2 = 66, в этом случае значение u = z2/ z1 = 66/21 =3,143. Отклонение значения передаточного числа u от стандартного менее 5%.
Проверка
Значение cos = 0,5mz1(u+1)/а = 0,5 4 21 (3,143 +1)/ 180 = 0,967; угол = 144 min. Следовательно, параметры зацепления удовлетворяют требованиям к геометрическим характеристикам косозубой передачи.
Выполним расчёт d1= mz1/cos = 86,895 мм; d2 = mz2/cos = 273,105 и проверим, что
значение межосевого расстояния равно заданному: а = 0,5(d1 + d2) = 180 мм.
Примечание. Полученное решение не является единственно возможным. Требованиям к геометрическим характеристиками данной косозубой передачи удовлетворяют следующие сочетания модуля и числа зубьев шестерни (при прежних значениях а, d1 и ):
m … 1 1,5 2 3 4
z1 … 84 56 42 28 21
Составьте таблицу 5 геометрических характеристик зубчатых передач.
Таблица 5
Геометрические параметры зубчатых передач
-
Передача
а,
мм
m, мм
z1
z2
u
d1
d2
b (табл.4)
cos
Быстроходная
Тихо-
ходная