/cos3120=20;
ZV2=Z2/cos3?=74/cos3120=116; а також коефіцієнт Y?=1 - (?/140)=1 - (12/140)=0,914.
Коефіцієнти YF1=4,12 і YF2=3,75 визначаємо за таблицею 5 Додатка.
Приймаємо? bm=12. Розраховуємо ставлення [?] F/YF:
Так як [?] F1/YF1 gt; [?] F2/YF2, то розрахунок виконуємо для зубів зубчастих колеса, тобто в розрахункову формулу підставляємо величини M2, Z2 і YF2
Розрахунок геометричних параметрів зубчастої передачі
Діаметр ділильних кіл шестерні і колеса:
d1=mno? Z1/cos?=1? 18/cos120=18,40 мм; d2=mno? Z2/cos?=1? 108/cos120=110,4 мм.
Діаметри кіл виступів шестерні і колеса:
da1=d1 + 2mno=18,4 + 2? 1=20,4 мм; a2=d2 + 2mno=110,4 + 2? 1=112,4 мм.
Діаметр кіл западин шестерні і колеса:
df1=d1-2,5mno=18,4-2,5? 1=15,9 мм;
df2=d2-2,5mno=110,4-2,5? 1=107,9 мм.
Робоча ширина зубчастого вінця bW =? bm? mno=12? 1=12 мм.
Міжосьова відстань AW=(d1 + d2)/2=(18,4 + 110,4)/2=64,4 мм.
Визначення сил в зачепленні
Окружна сила
Ft=2M1/d1=2? 313,7/18,4=34 H.
Радіальна сила
Fr=Ft? tg?/cos? =34? Tg200/cos120=12,66 H.
Осьова сила
a=Ft? tg? =12,66? Tg120=2,7 H.
Перевірочний розрахунок зубів на витривалість по напруженням вигину
Уточнюється величина коефіцієнта навантаження
K F0=K F? 0? K FV0=1,1? 1,62=1,78;
K FV0=1,1 для V ок=(? d 1 n 1)/(60? 1 000)=(3,14? 18,4? 167)/(60? 1 000)= 0,16 м/с.
Для? bd=b/d 1=18/18,4=0,97 по таблиці 4 Додатка знаходимо KF? 0=1,62.
З урахуванням консольного розташування зубчастих коліс:
Перевищення розрахункового напруги над допускаються становить
{(? F - [?] F}/[?] F)}? 10 0%=[(16,2 - 140)/140]? 10 0%=- 88%.
Таким чином, при уточненні значення K F0 виявилося, що фактичні розрахункові напруги перевищують допустимі на 31,8%, що вимагає коректування і повторного розрахунку.
Збільшимо модуль передачі і виконаємо розрахунки в тій же послідовності.
Приймаємо m no=2,0 мм (СТ РЕВ 310-76, таблиця 6 Додатки).
Геометричні параметри зубчастої передачі:
d 1=m no Z 1/cos? =2? 18/cos12 0=36,80 мм; d f1=d 1 - 2,5m no=36,80-2, 5? 2=31,80 мм;
d 2=m no Z 2/cos? =2? 74/cos12 0=151,31 мм; d f2=d 2 - 2,5m no=151,31-2, 5? 2=146, 31 мм;
d a1=d 1 + 2m no=36,80 + 2? 2=40,80 мм; b W =? bm? m no=12? 2=24 мм;
d a2=d 2 + 2m no=151,31 + 2? 2=155,21 мм; AW=(d 1 + d 2)/2=(36,8 + 151,31)/2=94,05 мм.
Сили, що діють в зачепленні (окружна, радіальна, осьова):
F t=2M 1/d 1=2? 12500/36,80=679,3 Н;
F r=F t tg?/Cos? =697,3? tg20 0/cos12 0=252,7 Н;
F a=F t tg? =679,3? tg12 0=144,44 Н.
Перевірочний розрахунок зубів на витривалість по напруженням вигину
K F0=K F? 0? K FV0=1,1? 1,62=1,76;
K FV0=1,1 для V ок=(?? d 1? n 1)/(60? 1 000)=(3,14? 36,8? 970)/(60? 1 000 )=1,87 м/с.
Для? bd1=b/d 1=24/36,8=0,65 по таблиці 4 Додатка знаходимо KF? 0=1,62 і з урахуванням консольного розташування зубчастих коліс отримуємо напруги вигину
Отримане розрахункове напруга вигину значно менше допускаемого, тому приймаємо величину робочої ширини вінця b W=14 мм. Тоді фактичне розрахункове напруга буде:
Як видно, таке зменшення ширини вінця не приводить до перевищення згинальних напружень над допустимими, але дозволяє економити матеріал і полегшити конструкцію колеса.
Бібліографічний список
кінематичний редуктор зубчастий вал
1. Толстоногов А.А., Федоров В.В., Янковський В.В .: розрахунок відкритої циліндричної зубчастої передачі.
2. Глобенко Є.В., Жарков М.С., Толстоногов А.А .: Конструювання і розрахунок вузлів і деталей машин (методична 4133)
. Бєляков В.М., Жарков М.С., Федоров В.В., Янковський В.В. Зубчасті передачі рухомого складу: Навчальний посібник для студентів.- Куйбишев: КІІТ, 1990.
. Іванов М.Н. Деталі машин.- М .: Вища школа, 1991.
. Курсове проектування деталей машин: Навчальний посібник для учнів машинобудівних спеціальностей/Под ред. Чернавського С.А.- М .: Маши...
