римо виконання умови:.
692,2 <1400 і 651,8 <1400 - дана умова виконується.
Приймаються кут нахилу зубів для косозубих коліс,
Приймаються число зубів шестерень Z 1 = 21, Z 3 = 23
Кількість зубів колеса,
Модуль передачі
.
Приймемо по ГОСТ модуль для першої та другої пари 3 мм. Проведемо коректування кута нахилу зубів у зв'язку з вибором стандартного модуля:
В В
Робоча ширина зачеплення:
В В
Перевіримо зуби для запобігання втомного зламу. За табл. визначаємо коефіцієнт форми зуба і залежно від Z 1 і Z 2 . для косозубой передачі знаходимо по еквівалентному числу:
,
мм; мм;
В
мм; мм;
В
Коефіцієнт, враховує кут нахилу зубів
В
Визначаємо найбільш слабкий елемент передачі по мінімальному співвідношенню:
В В
Найбільш слабкими елементами в обох передачах є шестерні. Для найбільш слабкого елемента визначаємо напруги вигину, чинного в ніжці зуба.
В В
Проведемо порівняння: і - умова виконується.
Проведемо перевірочний розрахунок для запобігання залишкової деформації або крихкого зламу зубів при дії максимального навантаження. Визначимо максимальне допустиме напруга вигину:
,
де - максимальне напруження, що не викликає залишкових деформацій і крихкого зламу, МПа.
Найбільш слабкий елемент передачі:
,
В В
Максимальний напруга вигину при дії максимального навантаження Т max :
В В
Проведемо порівняння: і - умова виконується.
Основні геометричні розміри зубчастої пари:
Ширина коліс
Ширина шестерень
Висота головки зуба
Висота ніжки зуба
Діаметри ділильних кіл:
В В
Діаметри вершин зубів:
В В В В
Діаметри кіл западин:
В В В В
Сили, діючі в зачепленні. Окружна сила:
В В
Радіальна сила до
В В
Осьова сила:
В В
При необхідності прорахунку декількох варіантів (наприклад, пошук оптимального розміру редуктора) можна скористатися послугами ЕОМ.
За обчисленим параметрах передач виконаємо компоновку редуктора. На компонуванні виявляється можливість врізання коліс першого ступеня у вал другого ступеня редуктора і умова смазиваемості коліс всіх передач.
4. РОЗРАХУНОК Відкритої зубчастої ПЕРЕДАЧІ
Приймаються число зубів шестерні Z 3 = 22.
Кількість зубів колеса
Визначення основних коефіцієнтів для розрахунку передачі.
Допоміжний коефіцієнт визначається по допоміжному параметру, який відображає залежність робочої ширини зачеплення щодо діаметра шестірні, тоді:
.
Допоміжний параметр визначається за таблицею
В В
Модуль передачі.
В
Робоча ширина зачеплення:
В
Основні геометричні розміри зубчастої пари:
Ширина колеса
Ширина шестерні
Висота головки зуба
Висота ніжки зуба
Діаметри ділильних кіл:
В
Діаметри вершин зубів:
В В
Діаметри кіл западин:
В В
Міжосьова відстань:
В
Визначаємо найбільш слабкий елемент передачі по мінімальному співвідношенню:
В
Найбільш слабким елементом передачі є шестерня на валу № 1 редуктора.
Для найбільш слабкого елемента визначаємо напруги вигину, чинного в ніжці зуба
В
Проведемо порівняння: - умова виконується.
Проведемо перевірочний розрахунок для запобігання залишкової деформації або крихкого зламу зубів при дії максимального навантаження. Визначимо максимальне допустиме напруга вигину:
В
де - максимальне напруження, що не викликає залишкових деформацій і крихкого зламу, МПа.
Найбільш слабкий елемент передачі
,
В
Максимальний напруга вигину при дії максимального навантаження Т max :
В
Проведемо порівняння: - умова виконується.
Сили, діючі в зачепленні.
Окружна сила:
В
Радіальна сила:
В
Осьова сила:
В
5. КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
Орієнтовний розрахунок валів.
Визначаємо орієнтовний діаметр валів.
Вал 1:
Вал 2:
Вал 3:
Вал 4:
Вал 5:
6. РОЗРАХУНОК ВАЛІВ ПРИВОДУ
Розробка конструкцій валів приводів містить в собі всі основні стадії проектування: технічна пропозиція, ескізний проект, технічний проект.
На початку виконується компоновка по напівемпіричні залежностям від крутного моменту. Після відпрацювання компонування проводиться проектувальний розр...
