ba = 0,3. Округляємо до а w = 227,69 мм. p> Визначаємо робочу ширину вінця. y ba = 0,3. т.к. шестерня розташована не симетрично щодо опор, а твердість поверхні зубів НВ> 350. br/>В
Визначаємо модуль
мм.
Округлюємо модуль до найближчого значення за ГОСТом: приймаємо m = 6 мм.
Визначаємо число зубів для шестерні
Округлюємо значення до найближчого цілого числа. Приймаються z 1 = 19. br/>В
Визначаємо діаметр ділильного кола шестерні
19 червня = 114 мм.
Визначаємо число зубів для колеса
.
Приймаються z 2 = 58
Фактичне передавальне число
.
Похибка
.
3.4 Перевірка передачі по контактній міцності
Визначаємо окружну швидкість шестерні
м/c.
Приймаються K v = 1,2.
Визначаємо коефіцієнт ширини зубчастого вінця відносного ділильного діаметра шестірні
В
Приймаються K b = 1,1.
.
МПа.
=.
Контактна напруга в зубах знаходиться в допустимих межах.
3.5 Перевірка міцності при вигині для другої щаблі
Напруга вигину шестерні
,
де Y F 3 = 3,875, b w 3 = b w +1 = 69 +1 = 70 мм.
Напруга вигину зубчастого колеса
,
де Y F 4 = 3,61, b w 4 = b w = 70 мм.
Наведені розрахунки показують, що напруга вигину менше допустимих значень.
3.6 Розрахунок геометричних параметрів зубчастої передачі
Визначаємо міжосьова відстань. Ділильний міжосьова відстань обчислюється за формулою
мм.
Тоді міжосьова відстань
,
де;
;
.
Виходячи з умов, отримуємо, що = 231 мм.
Визначаємо кут зачеплення
В
Тоді a w = 20 В° .
Ділильні діаметри
мм,
мм.
Основні діаметри мм. мм.
Крок ділильний мм.
Крок основний мм.
Діаметри початкових кіл
мм.
мм.
Діаметри западин
114-2 (1 +0.25) 6 = 99 мм,
348-2 (1 +0.25) 6 = 333 мм,
де,
.
Діаметри вершин
462-333-2 Г— 6 Г— 0.25 = 126 мм,
462-99-2 Г— 6 Г— 0.25 = 360мм.
Ділильна товщина зубів
мм,
мм.
Основна товщина зуба
мм,
мм.
Товщина зубів по окружності вершин
, p>,
мм,
мм.
Товщина зуба по початковій окружності
мм,
мм.
Визначаємо радіус кривизни
мм
мм
Коефіцієнт перекриття
.
Знаходимо
мм
мм
Знаходимо швидкості ковзання
, м/с
, м/с
, м/с
. м/с
Довжина загальної нормалі
мм,
де
мм,
де
4. Перевірка на статичну міцність при перевантаженні
Для другого ступеня
H Г— мм,
МПа,
МПа,
.
Знайдемо максимальне напруження згину при перевантаженні
МПа,
МПа.
Для сталі 12ХН4А з s в = 1200 МПа
МПа.
.
5. Попереднє визначення діаметрів валів
Для повного розрахунку вала на міцність необхідно знати згинальні і крутний моменти, що діють на вал. У даний момент розрахунку невідомі згинальні моменти. Для наближеного розрахунку валів вважаємо, що вони навантажені тільки крутного моменту. При цьому допустимі напруження кручення приймаємо заниженими.
Виходячи з умови міцності вала тільки на крутіння
,
де T - крутний момент на валу,
W r - момент опору.
Для порожнього вала
,
де b = d o В¤ d - коефіцієнт пустотілості.
Отримуємо
В
Приймемо b = 0,8, [ t] = 65 Мпа для вхідного вала
Приймемо b = 0,75, [ t] = 75 Мпа для проміжного вала
Приймемо b = 0,75, [ t] = 75 Мпа для вихідного валу
Тоді:
;
мм
.
Приймаються діаметри валів з умов встановлення підшипників кочення: d 1 = 45 мм, d 2 = 60 мм, d 3 = 85 мм.
6. Попередній підбір підшипників
О...
