>
Округливши до найближчого цілого числа, отримуємо значення числа зубів шестерні. З умови зменшення шуму і відсутності підрізання зубів рекомендується, при знайденому значенні ця умова виконується.
6. Визначаємо число зубів колеса:
.
7. Знаходимо фактичне передавальне число:
.
Перевіряємо фактичного передавального числа від заданого:
.
Норма передавального числа виконується.
8. Визначаємо фактичне міжосьова відстань:
В
9. Знаходимо фактичні основні геометричні параметри шестірні:
- ділильний діаметр,
- діаметр вершин зубів,
- діаметр западин зубів,
- ширина вінця, округливши до цілого стандартного значення з ряду Ra 40 , отримуємо значення.
10. Знаходимо фактичні основні геометричні параметри колеса:
- ділильний діаметр,
- діаметр вершин зубів,
- діаметр западин зубів,
- ширина вінця, округливши до цілого стандартного значення з ряду Ra 40 , отримуємо значення.
4.3 Сили в зачепленні передачі редуктора
Вихідні дані:,,, . p> Окружна сила , p> радіальна сила,
осьова сила.
Схема сил в зачепленні
В
4.4 перевірки розрахунок закритої циліндричної зубчастої передачі
4.4.1 Перевірка міцності передачі на витривалість
1. Перевіримо міжосьова відстань:
Отримане при проектному розрахунку міжосьова відстань, знайдемо значення через ділильні діаметри шестерні і колеса:
.
Перевірка зійшлася, розрахунок виконано вірно.
2. Перевіримо придатність заготовок коліс.
Умова придатності заготовок має вигляд:,, де - діаметр заготовки шестерні.
- товщина диска заготовки колеса
Граничні значення розмірів заготовки: діаметр шестерні, товщина обіду або диска колеса.
У результаті отримуємо і.
Перевірка сходиться, отже, заготовки коліс придатні.
3. Перевіримо контактні напруги (методику див в навчальному посібнику А.Є. Шейнбліт В«Курсове проектування деталей машинВ», стор 64-67):
,
де (для косозубих передач) - допоміжний коефіцієнт,
- окружна сила в зачепленні (- обертаючий момент на тихохідному валу редуктора, - ділильний діаметр колеса):
,
- коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами, визначається за графіком залежно від окружної швидкості коліс (- кутова швидкість на тихохідному валу редуктора):.
Для знаходження приймаємо значення окружної швидкості, тоді.
(для прірабативала зубів) - коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба,
- коефіцієнт динамічності навантаження, залежить від окружної швидкості коліс і ступеня точності. Так як зубчаста передача косозубая циліндрична і окружна швидкість менше, то ступінь точності 9. Отже,. p> - допустиме контактне напруження.
.
Знайдемо недогрузку передачі:
.
Так як допускається недовантаження не більше 10%, то умова будемо вважати виконаним.
4. Перевіримо напруги вигину зубів шестерні і колеса:
В
.
- модуль зачеплення, - ширина зубчастого вінця колеса,
- окружна сила в зачепленні,
- коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами, що залежить від ступеня точності передачі. Так як ступінь точності 9, то.
(для прірабативала зубів) - коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба,
- коефіцієнт динамічності навантаження, залежить від окружної швидкості коліс і ступеня точності. Так як зубчаста передача косозубая циліндрична і окружна швидкість, ступінь точності 9. Отже,. p> - коефіцієнти форми зуба шестерні і колеса, залежні від еквівалентного числа зубів шестерні і колеса:
(- число зубів шестерні, - кут нахилу зубів), тоді,
(- число зубів шестерні, - кут нахилу зубів), тоді,
За значеннями интерполированием (А.Є. Шейнбліт В«Курсове проектування деталей машинВ», таблиця 4.4, стор 67) отримуємо. p> - коефіцієнт, що враховує нахил зуба,
- допустимі напруження згину шестерні і колеса.
У результаті отримуємо:
В
.
При перевірочному розрахунку вийшли значно менше допустимих значень, це припустимо, оскільки здатність навантаження більшості зубчастих передач обмежується контактної міцністю, отже, умова міцності виконана.
Отже, проектний розрахунок закритої циліндричної зубчастої передачі виконаний вірно.
Проектний розрахунок
Параметр
Значення
Ш...
