146,7 приймаємо Z ОЈ = 147. br/>
Уточнюємо кут нахилу зубів:
сosОІ = (3.11)
сosОІ = 0,913
Тоді кут ОІ = 11 0 28 '.
Визначаємо дійсне число зубів шестірні:
(3.12) = 29,4
Приймаються Z 1 = 30
Кількість зубів колеса:
Z 2 = Z ОЈ -Z 1 (3.13)
Z 2 = 147-30 = 117
Уточнюємо діаметри:
(3.12)
В В
Уточнюємо міжосьова відстань:
(3.13)
В
Діаметри коліс:
(3.15)
В В
(3.16)
В В
Виробляємо перевірочний розрахунок за контактним напруженням, для чого визначаємо:
окружну силу
В В
(3.17)
Н
(3.18)
Н
окружну швидкість визначимо за формулою
(3.19)
В
За таблиці 9.10 [1] призначаємо 9-ту ступінь точності. По таблиці 9.9 [1] g 0 = 73, за таблицею 9.7 [1] Оґ Н = 0,002. Питома окружна динамічна сила за формулою (3.20). br/>
(3.20)
де Оґ Н - коефіцієнт, що враховує вплив виду зубчастої передачі та модифікації профілю зубів. Значення Оґ Н при розрахунку на контактні і згинні напруги різні; g 0 - коефіцієнт, що враховує вплив різниці кроків зачеплення зубів шестерні і колеса; v - окружна швидкість, м/с.
Звідси питома окружна динамічна сила дорівнює:
.
Питома розрахункова окружна сила в зоні її найбільшої концентрації за формулою (3.21).
(3.21)
.
За формулою
(3.22)
В
За формулою
(3.23)
В
(ріс.9.7 [1]).
Для полюса зачеплення розрахункове контактне напруження визначається за формулою (3.22). p> Визначаємо розрахункове контактне напруження за формулою
, (3.24)
де - коефіцієнт, що враховує форму сполучених поверхонь зубів в полюсі зачеплення; при Х = 0 і Х ОЈ = 0 = 20 0 , = 1,77 cos ОІ; - коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів коліс (Е пр - Наведений модуль пружності матеріалу зубчастих коліс, v - коефіцієнт Пуассона); для сталевих коліс; - коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній; для прямозубих передач; для косозубих і шевронних при; - питома розрахункова окружна сила, Н/мм.
Враховуючи, що Z H = 1,77 В· cos11 028 '= 1,71; Z M = 275.
В
(3.25)
В В В
Недовантаження 1,9% <Перевірка за напруженням вигину:
(3.26)
В В
Знаходимо значення коефіцієнта залежно від числа зубів: Y ​​ F 1 = 3,9, Y F 2 = 3, 6 за графіком 9.6 [1].
Визначаємо еквівалентне число зубів шестерні і колеса:
В
.
Розрахунок виробляємо за шестірні.
При
В
;
(3.27)
В
За графіком.
За таблиці 9.8 [1] = 0,006; g 0 = 73.
,
З виразу (3.21)
.
За формулою (3.22) визначаємо
В
За формулою (3.23)
В
Напруга вигину визначаємо за формулою (3.24)
<.
Міцність по напруженням вигину забезпечена.
В В
4. РОЗРАХУНОК тихохідних ПЕРЕДАЧІ РЕДУКТОРА
Ділильний діаметр шестерні d1 (мм) визначається з умови забезпечення контактної міцності за формулою з умови співвісності міжосьова відстань а w = 150 мм.
мм
мм
Визначаємо коефіцієнт
В В
де = 1,03, K d = 770
Робоча ширина швидкохідної ступені
В В
Приймаються = 50 мм. p> Для визначення інших діаметрів зубчастих коліс необхідно знайти модуль, орієнтовний значення якого можна обчислити за формулою
(4.1)
На підставі рекомендації приймаємо параметр = 25 і визначаємо модуль зачеплення за формулою (4.1):
В
За СТ РЕВ 310-76 і на підставі рекомендацій приймаємо m = 2 мм. p> Визначаємо число зубів шестерні і колеса:
(4.2)
.
. (4.3)
.
Уточнюємо діаметри коліс тихохідної ступені:
(4.4)
В
(4.5)
В В
по формулою 3.16
В В В
Визначаємо міжосьова відстань
(4.6)
В
Виконаємо перевірочний розрахунок на витривалість по контактним напруженням, для чого визначаємо такі величини:
Окружну силу
(4.7)
В
(4.8)
В
окружну швидкість за формулою (3.19)
В
За таблиці 9.10 [1] призначаємо 8-ю ступінь точності. По таблиці 9.9 [1] g 0 = 56, за ...
