Проект привода с АКС

мм;     (2.5)

.   

 

По  СТ СЭВ 229-75 принимаем:

.

 

2.4. Выбор модулей зацепления.

 

Модуль  зацепления определяем по формуле:

мм; (2.6) 

 

По  СТ СЭВ 310-76 принимаем:

=2,5

 

 

 

 

 

 

2.5. Определение чисел зубьев  зубчатых колес.

 

Суммарное количество зубьев колеса и шестерни определим из формулы:   

 (2.7)

Количество  зубьев колеса и шестерни:

          . (2.8)

; 

Отклонение  передаточного числа меньше  4%, что допускается.

Числа зубьев шестерни и колеса:

           . 

 

 

 

  Определим уточненное значение передаточного числа:

                ; (2,9)

                                        

 

                                                      ;

                                           

                                            ; 

                                       

     Фактическое передаточное число  равно стандартному

Определим отклонение передаточного числа  от стандартного значения по формуле:

               (2.10)

              < 4%

 

                                           

                                                  

 

 

 

 

 

2.6. Определение геометрических параметров зубчатых колес

 

Определим делительные диаметры d, диаметры окружностей выступов зубьев и диаметры окружностей впадин зубьев колес по формулам:

.

мм;

мм;

мм;

 

мм;

мм;

мм;

 

мм;

мм;

мм;

 

мм;

мм;

мм;

 

мм;

мм;

мм;

 

мм;

мм;

мм;

 

Ширина  зубчатых колес:

                             

 (2.11)

Рассчитанные  геометрические параметры зубчатых колес занесем в таблицу:

Таблица 2.1 - Геометрические параметры зубчатых колес                                                                 

	колесо/шестерня	d, мм	dа, мм	df, мм	в, мм	aw,мм	mn	Z
1	шестерня быстроходного вала	65	70	58,75	24	160	2,5	26
2	колесо тихоходного вала	255	260	248,75	20			102
3	шестерня быстроходного вала	92,5	97,5	86,25	24			37
4	колесо тихоходного вала	227,5	232,5	221,25	20			91
5	шестерня быстроходного вала	112,5	127,5	116,25	24			49
6	колесо тихоходного вала	197,5	202,5	191,25	20			79

 

 

 

2.7. Определение степени точности

                                                                                     (2.12)

 

 

 

Принимаем степень точности – 8.

 

2.8. Определение усилий, действующих в зацеплениях

В зубчатом зацеплении действуют окружная и радиальная силы. Рассчитаем их по формулам:

 

;                                                                                                           (2.13)

 Н;

;                                                                                                         (2.14)

 

 Н;

                                                               

 

 

	Ft,H	Fr,Н
2	583,22	189,55
4	408,53	132,77
6	301,16	97,88

 

 

 

 

 

2.9. Проверка прочности зубьев по контактным напряжениям.

 

Условие прочности:

 (2.15)

где:  - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопрягаемых колес ( = 275 МПа^1/3);

- коэффициент, учитывающий форму  сопряженных поверхности зубьев  в полюсе зацепления.

   

- коэффициент торцевого перекрытия:

                                                      ; 

Расчетные контактные напряжения для прямозубой передачи:

=229,41 МПа

 

 

 

 

 

 

=276,36 МПа

 

 

2.10. Проверка  прочности зубьев по напряжениям  изгиба

Условие прочности:

                                                                                          (2.16)   

где:  - коэффициент, учитывающий форму зуба. Выбирается по ГОСТ 21354-75  в зависимости от эквивалентного числа зубьев и коэффициента смещения.

Принимаем для некоррегированного зацепления ([1] с.175 табл.9.10)

.

 

 

- коэффициент, учитывающий перекрытие  зубьев (примем  =0,58);

- коэффициент, учитывающий наклон  зубьев: 

Для прямозубой передачи =1.

                                                                        (2.17)

 

где:  - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями, принимаемый в зависимости от степени точности передачи  и окружной скорости зубчатых колес 

Для прямозубой передачи ;                                 

- коэффициент неравномерности  распределения нагрузки по ширине  венца зубчатого колеса:

- для прямозубой передачи;    

- коэффициент динамической нагрузки, принимаемый в зависимости от  твердости рабочих поверхностей  зубьев, степени точности передачи  и окружной скорости зубчатых  колес:

Для прямозубой передачи;  =1,45    

   (МПа)       

а)             

Зацепление  с минимальным крутящим моментом

 

  

а)    (МПа)                 

 

 

 

 

 

 

Зацепление  с максимальным крутящим моментом

                 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                                        3. Компоновка АКС

 

             3.1 Конструирование валов, подбор подшипников, уплотнений

 

Рисунок 3.1 - Схема расположения основных участков тихоходного и быстроходного  валов

 

Валы  проектируем ступенчатой формы  для облегчения монтажа и обеспечения  взаимодействия других деталей привода  и редуктора (муфт, манжетных уплотнений, подшипников, зубчатых колес) только со своими участками вала ([1]с.298 табл.14.1.)

 

Конструирование Тихоходного вала:

Для выходного конца вала допускаемое  напряжение кручения принимаем равным . Тогда

                                                                           (3.1)

По  ряду нормальных линейных размеров Rа 40 принимаем минимальное значение диаметра, одновременно удовлетворяющее условию прочности и условию сборки 

         Рассчитываем диаметры остальных  участков тихоходного вала :

                                            

- выходной конец   ;    ряд Ra 40.

      

- участок по подшипником качения

                                 

                                  ;      (кратен 5)                                            (3.2)

- участок под зубчатым колесом 

    ряд Ra 40.               (3.3)

  

                             

бурт  ,   ряд Ra 40.                              (3.4)  

                                

Конструирование Быстроходного вала.

                           ряд Ra 40.                             

- участок под подшипником качения

                                 

                                  ;      (кратен 5)

 

 

 

- участок под зубчатым колесом 

    ряд Ra 40.              

  

бурт  ,  

 

Выбор  шпонок, подшипников и уплотнений для тихоходного и быстроходного валов:

 

  1 – Зубчатое колесо;

2 - Шпонка;

3 – Вал.

Рисунок 3.1 -  Основные геометрические размеры шпонок

 

l, h, t₁, в – конструктивные размеры шпонок (полная длина шпонки, высота шпонки, глубина паза на валу, ширина шпонки)

Выбор шпонок осуществляется по табл. 4,1 Кузьмин , в зависимости от диаметров вала на котором располагается шпонка. Выбираем призматические шпонки.

Для тихоходного вала:

Шпонка на выходном конце  вала  ;

  b=8мм; h=7мм; 

Шпонка под зубчатое колесо   =35мм;

  b=10мм; h=8мм;

 

 

 

 

 

 

Для быстроходного вала:

Шпонка на выходном конце  вала  ;

  b=5мм; h=5мм;

Шпонка под зубчатое колесо   =25мм;

  b=8мм; h=7мм;;

 

Для быстроходного и тихоходного  валов выбираем радиальные шарикоподшипники лёгкой серии согласно ГОСТ 8338-75 ([1] с.338 табл.16.3) :

 

Рисунок 3.2 - Основные геометрические параметры шарикоподшипников.

D - наружный диаметр подшипника;

d – внутренний диаметр подшипника;

B – ширина подшипника;

r – размер фаски;

C -  динамическая грузоподъемность подшипника;

 

Таблица. 3.2 - Основные характеристики шарикоподшипников.

	вал	N	d, мм	D, мм	В, мм	r, мм	C, кН
1	быстроходный	104	20	42	8	1	9,360
2	тихоходный	206	30	62	16	1,5	19,500

 

 

 

 

Уплотнения устанавливаются  для предотвращения выхода смазки из корпуса.

      Таблица  3.3 –Основные характеристики уплотнений

	вал	d, мм	D, мм	В, мм
1	быстроходный	20	36	10
2	тихоходный	30	52	10