істю не нижче 1 ВІ [5, с.5]. В В
Для вирівнювання питомих ковзань в зачепленні шестерню рекомендується виконувати з позитивним радіальним зсувом, а колесо з рівним йому за абсолютною величиною негативним зсувом [5, с.5]
В
Тут bm - кут нахилу зуба. При кругових зубьях переважно застосовують bm = 35 В° [1], [5]; а при тангенціальних 20 ... 30 В°, зазвичай кут bm вибирають кратним 5 В°.
Знаходимо зовнішній окружний модуль [5, с.5]
Для коліс із круговими зубами mte
m'te = d e2/z 2 = 300/60 = 5 мм
Зовнішній окружний модуль годі й округляти до стандартного значення за ГОСТ 9563-80, так як одним і тим же ріжучим інструментом можна нарізати колеса з різними модулями з певного безперервного інтервалу значень.
Визначаємо зовнішнє конусний відстань [5, с.5]
В
Ширина шестерні і колеса
b1 '= b2' = y'br В· R'e = 0,285 В· 155,9 = 44,433 мм
Округлюємо b'1 і b'2 'до найближчого значення з ряду Rа 40 [1, c. 127] за табл. 9;
b1 = b2 = 45 мм
Уточнюємо значення Re і mte (me), точність обчислення не нижче 0,0001.
Re = b1/y br ' = 45/0,285 = 157,89474 мм
= 5,063825 мм
Знаходимо d e2ф
d e2Ф = z 2 В· mte = 60 В· 5,063825 = 303,83 мм
Уточнюємо значення коефіцієнта ширини зубчастого вінця:
y br '= b2/Re = 45/157,89474 = 0,285
Визначаємо середній діаметр шестірні:
303,83 В· (1-0,5 В· 0,285)/3,55 = 73,39 мм
Обчислюємо окружну швидкість на середньому діаметрі:
V = p В· dm1 В· n1/(6 В· 104) = 3,14 В· 73,39 В· 735/(6 В· 104) = 2,82 м/с
Ступінь точності конічних передач визначає за формулами [5, с.6]
n ст = 9 - 0,13 В· V + 0,012 В· V2
Nст = 8,73
Округлюємо до найближчого меншого цілого значення, отримали Nст = 8
2.3 Перевірочний розрахунок передачі
Визначаємо контактні напруги [5, с.6]
(4)
де
KH = KHa В· KHb В· KHn
Для передач з круговими зубами [6]
KHa = 1 + 2,1 x 10-6 x x V + 0,02 x (Nст - 6) 1,35 = 1,07365
KHn - визначаємо за табл. 10, KHn = 1,035
KH = 1,1112
Обчислюємо SН по формулою (4)
604,911 МПа <660 МПа
Визначаємо:
= 8,347%
Допускаються перевищення напруг SН над sнр не більше ніж на 5%.
Якщо ця умова не виконується, то вибирають найближчим стандартне значення dе2 і повторюють розрахунок. Якщо DН> 20%, то вибирають найближчим менше стандартне значення dе2.
Перевіряють зуби шестірні і колеса на витривалість по напруженням вигину, використовую формули [5, с.7]
(5)
sF2 = sF1 В·/ВЈ sFP2 , br/>
де для коліс із круговими зубами q F приймають по табл.5.
q F = 0,85 + 0,043 В· 3,55 = 1
Коефіцієнт навантаження визначається за формулою: [5, с. 7]
KF = KFa В· KFb В· KFn = 1,04
де KFa для коліс з круговими зубами визначається за формулою:
KFa = [4 + (ea - 1) В· (Nст - 5)]/(4 x ea) = 0,942
де ea - коефіцієнт перекриття для передач з круговими зубами ea = 1,3;
KFb = 1 + 1,5 x (KНb -1) = 1
KFn знаходимо за висловом:
KFn = 1 + dF В· (KHn - 1)/dH = 1,105
Де dН і dF - коефіцієнти, що враховують вплив виду зубчастої передачі і модифікацію профілю головок зубців [4, с. 37], (табл. 11), dН = 0,002; dF = 0,006
Коефіцієнт форми зуба
В
де Zjv - еквівалентне число зубів, визначається за формулою
Zjv = Zj/(cos dj x cos3 bm)
Z1v = Z1/(cos d1 В· cos3 bm) = 34,3416
Z2v = Z2/(cos d2 В· cos3 bm) = 344,37
В В
Визначаємо sF1 по формулою (5)
В
sF2 = 173,24 В· 4,549/4,196 = 186 <192 МПа
100% = 27,5%
3,13 % br/>
Допускається перевищення напруг sFj над sFPj не більше ніж на 5%.
2.4 Визначення геометричних розмірів зубчастих коліс
Діаметр зовнішньої ділильного кола шестерні і колеса з точністю до 0,001 мм.
d e1 = z 1 В· mte = 17 В· 5,063825 = 86,085 мм
d e2 = z 2 В· mte = 60 В· 5,063825 = 303,8295 мм
Зовнішні діаметри вершин зубів:
dаe1 = d e1 + 2 В· (1 + х1) mte В· cos d1 В· cosbm = 104,3635 мм
d аe2 = d e2 +2 В· (1 + Х2) mte В· cosd2 В· cosbm = 309,0084 мм
Зовнішні висоти головок і ніжок зубів:
hаe1 = (1 + х1) mte В· cosbm = 9,5 мм
hаe2 = (1 - х2) mte В· cosbm = 6,438 мм
hfe1 = (1,2 + х1) mte В· cosbm = 6,55 мм
hfe2 = (1,2 - х2) mte В· cos bm = 4,15 мм
2.5 Визначення сил в конічної зубчастої передачі
Окру...
