3.3.3. Расчет зубчатой цилиндрической передачи.

Для расчета зубчатой цилиндрической передачи (рис.2) рекомендуется выбрать прямозубую передачу. На основании требований технического задания и результатов кинематического и силового расчетов привода определяем исходные данные для расчета передачи (табл. 3.3).

Таблица 3.3.

Исходные данные для расчета

Наименование	Размерность	Обозначение	Величина
Крутящий момент на колесе	H∙м	T2=T3
Частота вращения колеса	мин^-1	n2=n3
Передаточное число		u=uот.пер
Тип передачи (реверсивная или нереверсивного, открытая или закрытая, прямозубая или косозубая)
Срок службы передачи	Год	Lгод
Коэффициент использования передачи в течение года		КГ
Коэффициент использования передачи в течение суток		КС

Выбираем материал и вид термической обработки для шестерни и колеса (табл. П.40).

Определяем допускаемые напряжения для шестерни и колеса (табл. П.5 и П.6).

Определяем числа зубьев шестерни z₁и колеса z₂ и модуль m, мм (табл. П.22).

Выполняем расчет основных геометрических параметров передачи (табл. П.10).

Проверяем пригодность заготовок колес (табл. П.11).

Проверяем передачу на контактную (табл. П.12) и изгибную (табл. П.16) выносливость и на кратковременную перегрузку (табл. П.21).

3.4. Нагрузка валов редуктора.

На основании требований технического задания составляем схему сил в зацеплении редуктора (рис.3.3).

Силы в зацеплении:

окружная сила на шестерне и колесе, Н:

F_t1=F_t2=2T₂/d₂.

Радиальная сила на шестерне, Н:

F_r1=F_r2 =F_t2tgα/cosβ.

Осевая сила на шестерне и колесе, Н:

F_a1=F_a2= F_t2tgα,

где d₂- делительный диаметр колеса; β – угол наклона зуба; α=20 – угол зацепления.

Рис.3.3. Схема сил в зацеплении цилиндрической передачи:

а – косозубый редуктор, направление линии зуба колеса – левое, шестерни – правое; б - косозубый редуктор, направление линии зуба колеса – правое, шестерни – левое; в – шевронный редуктор.

Кроме этого на выходные концы валов редуктора действует консольная нагрузка (рис.2.1):

F_в от цепной и ременной передачи:

F_tоп =2T₃/d_2on;

F_{r on}=2T₃/d_2on от открытой прямозубой цилиндрической передачи, где

d_2on – делительный диаметр колеса;

F_М1 = (50…125)от муфты на быстроходном валу;

F_М2 = 125 от муфты на тихоходном валу.

Сила F_в перпендикулярна оси вала и направляется в соответствии с положением цепной (ременной) передачи (горизонтального или наклонно). Силу F_М1 рекомендуется направлять противоположно F_t.

3.5. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка.

Выбираем материал для валов редуктора – сталь 40Х, термообработка – улучшение.

Твердость НВ 269…302 (табл. П.4).

Определяем диаметры ступеней быстроходного вала (вал-шестерня) (рис. 3.4).

Рис.3.4. Типовая конструкция быстроходного вала редуктора.

Диаметр выходного конца, мм:

d_в1=,

где [τ]_к= 20… 25МПа – допускаемое напряжение кручения.

Для соединения быстроходного вала с валом электродвигателя стандартной упруго- втулочной пальцевой муфтой (МУВП) обеспечиваем условие d_в1 ≥ (0,75…0,8)d_дв, где d_дв - диаметр вала электродвигателя (табл. П.2). Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда (табл. П.34).

Диаметр вала под подшипник, мм:

d_П1=d_в1+2t₁,

где t_l – высота буртика вала (рис. 3,16). Принимаем целое число, кратное 5.

Диаметр упорной ступени вала, мм:

d_y1=d_П1 + 2_t1.

Определяем диаметры ступеней тихоходного вала редуктора (рис.3.5)

Диаметр выходного конца, мм:

d_в2=.

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда.

Диаметр вала под подшипником, мм:

d_П2=d_в2+2t₁.

Принимаем целое число кратное 5.

Рис.3.5. Типовая конструкция тихоходного вала редуктора.

Диаметр вала под колесом, мм:

d_к2=d_П2+2t₁.

Диаметр упорной ступени вала, мм:

d_у2=d_к2+2t₁.

Цель эскизной компоновки – определение положения элементов передач относительно опор (подшипников). Эскизная компоновка (рис.3.6) выполняется в соответствии с требованиями ЕСКД на миллиметровой бумаге формата А1 карандашом в тонких линиях, желательно в масштабе 1:1 и должна содержать одну проекцию – разрез по осям валов. Шестерня и колесо вычерчивается в виде прямоугольников. Длина ступицы колеса принимается равной ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника. Зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса Δ₁=1.2δ, где δ=0,025а_w+1 – толщина стенки корпуса редуктора (δ≥8). Зазор от окружности вершин зубьев колеса (шестерни) до внутренней стенки корпуса Δ₂=δ. Если диаметр окружности вершин зубьев шестерни меньше наружного диаметра подшипника, то Δ₂ надо откладывать от наружного кольца подшипника. Зазор между днищем корпуса и поверхностью колеса Δ₀≥4δ.

Рис.3.6. Пример эскизной компоновки цилиндрического редуктора

Предварительно выбираем радиальные шариковые подшипники (табл. П.35) и схему установки «враспор» (табл. П.36). Параметры подшипников средней (легкой) серии выбираем по диаметру d_П1 и d_П2 (табл. П.37) и заносим их в табл.3.4.

Таблица 3.4

Вал	Подшипники
	Обозначение	d×D×B(T),мм	Сr,кН	Go, кН	α, град	е
Быстроходный Б1 Тихоходный Т2

Расстояние от внутренней стенки корпуса до торца подшипника ∆₃=8…12 мм, при смазывании подшипников пластическим смазочным материалом (окружная скорость колеса V<2 м/c, в трудно доступных местах, а также для опор вертикального вала) и ∆₃=5мм при смазывании подшипников разбрызгиваем масла, залитого в картер, вращающимся зубчатым колесом.

Расстояния а₁(а₂) от торца подшипника быстроходного вала до точки приложения его радиальной реакции определяются по формулам:

а = В/2 - для радиальных шариковых подшипников;

а= - для радиально-упорных шариковых подшипников;

а= - для конических роликовых подшипников.

Величины В, Т, d, D, α и е выбираем из табл. 3.4.

Расстояние от точки приложения радиальной реакции подшипника до точки приложения силы давления цепной передачи (сил зацепления открытой зубчатой передачи) (рис.2.1):

L₃=1.25d_П2+0,625d_в2 – В₂(Т₂)+а₂.

Расстояние от точки приложения радиальной реакции подшипника до точки приложения силы давления ременной передачи:

l₀=1.25d_П1+0,65d_в1 – В₁(Т₁)+а₁.

Измерением находим расстояние между реакциями в опорах быстроходного вала 2l₁ и тихоходного вала 2l₂.