Вивчення конструкції, регулювання і оцінка здатності навантаження циліндричного двоступінчастого редуктора
1. Розрахунок основних параметрів редуктора
Після розбирання, вимірюємо штангенциркулем розміри Б та В і відповідні діаметри валів dB1, dB2, dB3, підраховуємо міжосьова відстань.
Б=119мм; В=180мм; dB1=28мм; dB2=50мм; dB3=60мм;
(1)
1.2 Визначення параметрів зубчастого зачеплення
Вважаємо число зубів шестерні z1 і z3 - обох ступенів.
Підраховуємо число зубів зубчастих коліс швидкохідної z2 і тихохідної z4 ступенів редуктора. Всі виміри й обчислення заносимо в таблицю А1 додатка А.
Обчислюємо передавальне число кожного ступеня:
,. (4)
,.
Підраховуємо загальне передавальне число редуктора:
(5)
Вимірюємо ширину зубчастих коліс кожному ступені b2 і b4.
Визначаємо коефіцієнт ширини коліс:
,. (6)
Обчислюємо ділильні діаметри шестерень кожному ступені:
, (7)
,.
Підраховуємо окружний модуль зачеплення:
(8)
Вимірюємо кути нахилу зубів по зовнішньому циліндру на колесах обох ступенів. Заміри виробляємо наступним чином: по листу чистого паперу, накладеному на копіювальну, прокатуємо без ковзання зубчасті колеса і за отриманими відбитками заміряємо транспортиром гострий кут між відбитком вершин зубів і перпендикуляром до бічної поверхні колеса. Обчислюємо нормальний модуль для обох ступенів (отриманий результат уточнимо по ГОСТ 9563):
,. (9)
Уточнюємо значення кута нахилу зуба за формулою, (до тисячних):
, (10)
Підраховуємо окружної та нормальний крок зачеплення кожному ступені:
,. (11)
Вимірюємо окружний крок зачеплення pt обох ступенів і порівнюємо його з розрахунковим.
Вимірюємо діаметр вершин зубів шестерень da1, da3 обох ступенів, потім обчислюємо за формулою:
,. (12)
,.
Результати вимірювань порівнюємо з розрахунковими значеннями і оцінюємо похибка вимірювання у відсотках.
Обчислюємо діаметри вершин зубів коліс da2 і da4 за формулою:
(13)
Обчислюємо діаметри западин зубів коліс і шестерень обох ступенів:
. (14)
1.3 Оцінка навантажувальної здатності редуктора
редуктор зубчастий зачеплення
Основним критерієм працездатності закритих зубчастих передач є контактна міцність активних поверхонь зубів. Втомне викришування робочих поверхонь зубів є основним видом руйнування зубів для більшості закритих передач. Воно виникає внаслідок дії повторно-змінних контактних напружень s H. Тому основні розміри передачі визначають з розрахунку по контактним напруженням, а потім перевіряють зуби по напруженням вигину.
Контактні напруження поверхонь зубів передач (отримано з формули Герца):
(15)
гдеa w -межосевое відстань, мм.
c-коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалу зубчастих коліс, форму сполучених зубів в полюсі зачеплення і сумарну довжину контактних ліній.
Для сталевих коліс з кутом зачеплення a рівним 20о:
c=270 - для косозубих передач.
T2-момент обертаючий на колесі, Н мм.
KH-коефіцієнт навантаження (для попередніх розрахунків можна приймати рівним 1,1)
u-передавальне число щаблі.
b2-ширина вінця колеса, мм.
Висловлюючи в цій формулі величину b2 через a за допомогою коефіцієнта ширини зубчастого вінця отримаємо формулу для проектувального розрахунку:
(16)
де y ba=0,315 для косозубих передач
«+» - зовнішнє зачеплення.
Після проведених вимірів параметрів досліджуваного редуктора оцінюємо навантажувальну здатність кожного ступеня редуктора при відомому міжосьовій відстані a і передатному відношенні u швидкохідної і тихохідної ступенів для заданого викладачем матеріалу коліс.
Номінальний крутний момент на валу, обумовлений контактної міцністю зубів коліс:
...
