Изучение конструкции, регулировка и оценка нагрузочной способности цилиндрического двухступенчатого редуктора

Изучение конструкции, регулировка и оценка нагрузочной способности цилиндрического двухступенчатого редуктора

Изучение конструкции, регулировка и оценка нагрузочной способности цилиндрического двухступенчатого редуктора

1. Расчет основных параметров редуктора

После разборки, измеряем штангенциркулем размеры Б и В и соответствующие диаметры валов dB1, dB2, dB3, подсчитываем межосевое расстояние.

Б= 119мм; В=180мм; dB1=28мм; dB2=50мм; dB3=60мм;

  (1)

1.2 Определение параметров зубчатого зацепления

Считаем число зубьев шестерни z1 и z3 - обеих ступеней.

Подсчитываем число зубьев зубчатых колёс быстроходной z2 и тихоходной z4 ступеней редуктора. Все измерения и вычисления заносим в таблицу А1 приложения А.

Вычисляем передаточное число каждой ступени:

, . (4)

, .

Подсчитываем общее передаточное число редуктора:

(5)

Измеряем ширину зубчатых колёс каждой ступени b2 и b4.

Определяем коэффициент ширины колёс:

, .(6)

Вычисляем делительные диаметры шестерен каждой ступени:

 , (7)

, .

Подсчитываем окружной модуль зацепления:

 (8)

Измеряем углы наклона зубьев по наружному цилиндру на колёсах обеих ступеней. Замеры производим следующим образом: по листу чистой бумаги, наложенному на копировальную, прокатываем без скольжения зубчатые колёса и по полученным отпечаткам замеряем транспортиром острый угол между отпечатком вершин зубьев и перпендикуляром к боковой поверхности колеса. Вычисляем нормальный модуль для обеих ступеней (полученный результат уточним по ГОСТ 9563):

, .(9)

Уточняем значение угла наклона зуба по формуле, (до тысячных):

, (10)

Подсчитываем окружной и нормальный шаг зацепления каждой ступени:

, .(11)

Измеряем окружной шаг зацепления pt обеих ступеней и сравниваем его с расчётным.

Измеряем диаметр вершин зубьев шестерен da1, da3 обеих ступеней, затем вычисляем по формуле:

, .(12)

, .

Результаты измерений сравниваем с расчетными значениями и оцениваем погрешность измерения в процентах.

Вычисляем диаметры вершин зубьев колёс da2 и da4 по формуле:

 (13)

Вычисляем диаметры впадин зубьев колёс и шестерен обеих ступеней:

. (14)

1.3 Оценка нагрузочной способности редуктора

редуктор зубчатый зацепление

Основным критерием работоспособности закрытых зубчатых передач является контактная прочность активных поверхностей зубьев. Усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев является основным видом разрушения зубьев для большинства закрытых передач. Оно возникает вследствие действия повторно-переменных контактных напряжений sH. Поэтому основные размеры передачи определяют из расчёта по контактным напряжениям, а затем проверяют зубья по напряжениям изгиба.

Контактные напряжения поверхностей зубьев передач (получено из формулы Герца):

(15)

гдеaw-межосевое расстояние, мм.

c-коэффициент, учитывающий механические свойства материала зубчатых колёс, форму сопряжённых зубьев в полюсе зацепления и суммарную длину контактных линий.

Для стальных колёс с углом зацепления a равным 20о:

c=270 - для косозубых передач.

T2-момент вращающий на колесе, Н мм.

KH-коэффициент нагрузки (для предварительных расчётов можно принимать равным 1,1)

u-передаточное число ступени.

b2-ширина венца колеса, мм.

Выражая в этой формуле величину b2 через a с помощью коэффициента ширины зубчатого венца  получим формулу для проектировочного расчёта:

(16)

гдеyba =0,315 для косозубых передач

«+» - внешнее зацепление.

После проведённых замеров параметров исследуемого редуктора оцениваем нагрузочную способность каждой ступени редуктора при известном межосевом расстоянии a и передаточном отношении u быстроходной и тихоходной ступеней для заданного преподавателем материала колес.

Номинальный крутящий момент на валу, обусловленный контактной прочностью зубьев колёс:

 (17)

где [sH] - допустимое контактное напряжение для материала колеса, как менее прочного:

(18)

σОН =2·НВmin+70при НВ≤350 (19)

σОН =2·350+70=770

гдеsОН-предел контактной выносливости;

КHL-коэффициент долговечности, KHL=1;коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхностей зубьев на контактную прочность, ZR=1;

SH-коэффициент безопасности, SH=1,1;

HBmin-минимальная твёрдость по Бринеллю рабочей поверхности зубьев колёс HBmin=350.

Мощность на тихоходном валу редуктора определяется по формуле, Вт:

(20)

гдеТ2-вращающий момент на выходном валу, определяется по формуле (17);

w2-угловая скорость этого же вала, рад/с:

гдеw1-угловая скорость быстроходного вала редуктора, принимается 150 рад/с (1433 об/мин);

uå-общее передаточное число редуктора.

Приложения

Приложение А

Таблица А1 - Основные параметры редуктора