ймаємо коефіцієнт довговічності КНL=1, отримуємо:
=КНL
=КНL? (2.6)
=1? 1,8? 248 + 67=514МПа
В якості розрахункових допустимих напружень приймаємо:
(2.7)
=0,45 (580 + 514)=493Н/мм2
Визначаємо допустима напруга вигину залежно від НВср
=1,03НВср (2.8)
Враховуючи, що термін служби приводу 3 роки, приймаємо коефіцієнт довговічності КFL=1, тоді:
(2.9)
(2.10)
Визначаємо міжосьова відстань редуктора
a=K (2.11)
де K=49,5 - допоміжний коефіцієнт для прямозубой передачі;
- коефіцієнт ширини колеса щодо міжосьової відстані дорівнює 0,25.
Приймаємо: K=1
Т3=312,5
uред=2,41
=493Н/мм2
a=49,5? (2,41 + 1)=162,04мм
Отримане значення округляємо до найближчого значення ГОСТ 6636-69 і остаточно приймаємо a=160мм.
Визначаємо нормальний модуль зачеплення
m=(0,010,02) a (2.12)
m=(0,010,02) 160=1,63,2
Приймаємо стандартне значення 2 мм.
Визначаємо число зубів шестерні z1, прийнявши?=0, cos?=1
z1=(2.13)=(2? 160? 1)/(2? 3,41)? 47=z1? u (2.14)=47? 2,41? 113
Уточнюємо передавальне число
Uфак=(2.15)
Uфак=113/47=2,404
Малюнок 2.2-Геометричні параметри зубчастого зачеплення
Визначаємо геометричні параметри шестерні і колеса
ділильний діаметр:
d1=mn? z1/cos? (2.16)
d1=2? 47/1=94мм
d2=mn? z2/cos? (2.17)
d2=2? 113/1=226мм
діаметр окружності вершин зубів:
da1=d1 +2? mn (2.18)=94 + 2? 2=98мм
da2=d2 + 2? mn (2.19) 2=226 + 2? 2=230мм
діаметр окружності западин зубів:
df1=d1 - 2,5? mn (2.20)
df1=94-2,5? 2=89мм
df2=d2 - 2,5? mn (2.21)
df2=226-2,5? 2=221мм
ширина вінця колеса:
b2 =? aw (2.22)
b2=0,25? 160=40мм
ширина вінця шестірні:
b1=b2 + (5? 10) (2.23)
b1=40 + 8=48мм
Уточнення міжосьової відстані:
(2.24)
Дані зводимо в таблицю геометричних параметрів передачі.
Таблиця 2.2-Геометричні параметри зубчастого зачеплення
ПараметршестерняКолесоМежосевое відстань, 160Модуль зачеплення, m4Чісло зубів, z47113Делітельний діаметр d, мм94226Діаметр вершин зубів, 98230Діаметр западин зубів, 89221Шіріна вінця, b, мм4840
Визначаємо окружну швидкість коліс
V=(2.24)
V=4,3 м/с
Визначення силових параметрів зачеплення
Малюнок 2.3 - Схема сил в зачепленні циліндричної зубчастої передачі.
У полюсі зачеплення циліндрових зубчастих коліс діють сили:
Окружна:
Ft=2? T3/d2 (2.25)
Ft=2? 312,5? 103/226=2765,5Н
Радіальна:
Fr=Ft? tg?/Cos? (2.26)
Fr=2765,5? 0,364/1=1006,6Н
Перевірочний розрахунок передачі по контактним напруженням
Визначення контактної напруги за формулою:
? н=К? ?? н (2.27)
де K- допоміжний коефіцієнт. Для прямозубих передач К=436;
K=1,1-коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між зубами;
K=1,0-коефіцієнт, що враховує нерівномірний розбраті?? Оленою навантаження по довжині контактної лінії зуба;
K=1,20-коефіцієнт, що враховує вплив динамічного навантаження.
? н=
? н=МПа gt; [? н]=493 МПа
?=|? н - [? н] |/[? н] 100% (2.28)
?=| 511,62-493 | ??/ 493100%=3,65%
Недовантаження в межах допустимої.
Перевірочний розрахунок передачі по напруженням вигину
(2.29)
(2.30)
де K=1,35-коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між зубами;
K=1,0-коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині контактної лінії зуба;
К=1,50-коефіцієнт, що враховує вплив динамічною навантаження;
- коефіцієнт, що враховує вплив кута нахилу зуба;
-коефіцієнт форми зуба, приймається по еквівалентному числу зубів.
(2.31)
для шестерні
для колеса
Беремо зн...
