щаблі В
Приймаємо:
В В
Уточнюємо кут нахилу зубів:
ОІ = arccosОІ = 10 В° 8 ' 30.46 В»
Действительное передавальне число
В
Відносна похибка
В В
Ділильні діаметри шестерні і коліс
В В
Діаметр окружності виступів
для шестерні
для колеса
Діаметри окружності западин
для шестерні
для колеса
Ширина зубчастих коліс
для колеса
для шестерні
Визначення слабкого елемента при розрахунку на згинальну витривалість.
Еквівалентна число зубів:
В В
Коефіцієнт форми зуба:
В
Додаток: Див [Балдін, Галевко; стор 43; рис 2.13]
Порівнюємо:
В
Висновок: слабким елементом є зуб колеса, тобто розрахунок на згинальну витривалість необхідно вести за колесу, [Пѓ F ] 4 = 257,14 МПа.
Визначення розрахункового навантаження.
Питома навантаження на одиницю довжини зуба:
В
див. [Балдін, Галевко; стор 33; Табл 2.2]
В В
Примітка: див. [Балдін, Галевко; Стор. 30,32; рис 2.11, Табл 2.1]
Визначення діючих напруг вигину для зуба колеса.
МПа
y ОІ = cosОІ - коефіцієнт, враховує нахил зуба;
Коефіцієнт, враховує перекриття зубів:
В В
Висновок: отже працездатність по изгибной витривалості забезпечена.
перевірки розрахунок зубів на контактну витривалість.
Визначення окружної швидкості в зачепленні і ступеня точності передачі
В
Приймаються 9 ступінь точності.
Визначення розрахункового навантаження при розрахунку на контактну витривалість.
В
- коефіцієнт розподілу між зубами.
см. [Балдін, Галевко; стор 33; Табл 2.2]
В
- коефіцієнт динамічного навантаження.
Примітка: див. [Балдін, Галевко; Стор. 30,32; рис 2.11, Табл 2.1]
Визначення діючих контактних напруг.
В
Коефіцієнт, враховує геометрію передачі - Z H = Z м = 275 МПа - коефіцієнт, що враховує властивості матеріалу.
Коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній, де: К Оµ = 0,95
В
Висновок: Пѓ H = 438,69 МПа ≤ [Пѓ H ] = 448,6 МПа, працездатність зубчастої передачі з контактної витривалості забезпечена.
Перевірочний розрахунок зубів при перевантаженнях
Розрахунок ведеться за T max у момент пуску, T max /T ном = 2,4 з характеристики двигуна.
Контактні напруги в момент пуску:
В
Висновок: Пѓ Hmax = 694,99 МПа ≤ [Пѓ H ] max 3 = 1624 МПа , контактна міцність робочої поверхні зуба при перевантаженнях забезпечена.
Напруження згину в період пуску:
В
Висновок: Пѓ Fmax = 176,88 МПа ≤ [Пѓ F ] max 3 = 685 МПа , изгибная міцність зуба при перевантаженнях забезпечена.
2.2 Розрахунок конічної швидкохідної передачі
Приймаємо для конічної передачі на швидкохідної ступені передачу з круговим зубом при ОІ = 30 вЃ° і проводимо проектувальний розрахунок, визначаючи ділильний діаметр шестерні в середньому перерізі при коефіцієнти До d = 600; Z M = 275 МПа; К bL = b/R L = 0.285, Оё н = 1.25 коефіцієнт навантаження при круговому зубі.
В В
= 1.07 см. [Балдін, Галевко; стор 66; рис 3,7]
В
Кількість зубів шестерні Z 1 = 19 і Z 2 = 19 * 3,55 = 67
Додаток: см. [Балдін, Галевко; стор 68; рис 3,8]
Визначимо модуль в середньому перерізі
В
Приймаються стандартне значення m nm = 2, тоді нові значення становлять
d m1 = m nm * Z1/cos ОІ 1 = 2 * 19/0.867 = 43,83 мм
d m2 = m nm * Z2/cos ОІ 1 = 2 * 67/0.867 = 154,56 мм
m te = m nm /(cos ОІ 1 * (1-0.5 * K bL ) ) = 2/(0.886 * (1-0.5 * 0.285)) = 2.69 мм
діаметри ділильних конусів на зовнішньому торці конічної щаблі
d e1 = 2.69 * 19 = 51.11 мм
d e2 = 2.69 * 67 = 180,23 мм
d a1 = d e1 +2 m te = 51.11 +2 * 2.69 = 56.49 мм
Перевіримо відсутність перетину вала III з колесом Z2 при міжосьовим відстані a w = 160 мм. Мінімальний діаметр валу III
d = (Т ш 1000/(0,2 [П„ кр ]) 0.33
