передач приймається:
До F = До Fа До FОІ До F V - коефіцієнт навантаження: До Fа - коефіцієнт розподілу навантаження між зубами для косозубих - До Fа = 1,0, [6], табл. 1,8; До FОІ -коефіцієнт
Геометричні розміри циліндричної зубчастої передачі
В
Рис 3.2.
Геометричний розрахунок передачі (див. рис. 3.2).
Міжосьова відстань
В
Приймаються а w = 266 мм.
Уточнюємо кут нахилу зубів
В
Розміри шестірні:
- ділильний діаметр:
- діаметр вершин зубів: d аш = d ш + 2 m n = 106,4 + 2 В· 5 = 116,4 мм;
- діаметр западин: d Ж’ ш = d ш - 2,5 m n = 106,4 - 2,5 В· 5 = 93,9 мм;
- ширина: b ш = b до + 5 мм = 120 + 5 = 125 мм.
Розміри колеса:
-ділильний діаметр
- діаметр вершин зубів: d ак = d до + 2 m n = 425,5 +2 В· 5 = 696 мм ;
- діаметр западин: d Ж’ до = d до - 2,5 m n = 425,5 - 2,5 В· 5 = 413 мм;
розподілу навантаження по ширині вінця зубчастого колеса, з [6], табл. 1.9, залежно від П€ ba = 1, 13 (див. розд. 3.3.1.) Для косозубой передачі До FОІ = 1,09; До F V - коефіцієнт динамічного навантаження, вибирається з табл. 1.10, [6], при До F V = 1,05; До F = 1,00 В· 1,09 В· 1,05 = 1,14. br/>В В
Умови виконуються.
Розрахунок на міцність при згині.
Виконується окремо для шестерні і колеса при дії короткочасних максимальних навантажень (у період пуску двигуна).
В
Пѓ F ma х = Пѓ F До п ≤ [ Пѓ F ] max
де До п - коефіцієнт перевантаження, з [2], табл. 1, с. 249 - До п = 2,2. p> Пѓ F ma х ш = 114 В· 2,2 = 250,8 МПа ≤ [ Пѓ F ] < sub> max ш = 304 МПа,
Пѓ F ma х до = 92 В· 2,2 = 202,4 МПа ≤ [ Пѓ F ] < sub> max до = 272 МПа.
Умови виконуються.
3.5 Визначення сил в зачепленні (див. рис. 3.3)
- окружна сила
- радіальна сила
- осьова сила F аш = F ак = F t до tgОІ = 8651 В· tg 19,95 0 = 3139 Н
Схема сил в зачепленні
В
Рис.3.3.
4. Розрахунок циліндричної косозубой передачі | | щаблі
В
4.1 Кінематична схема передачі та вихідні дані для розрахунку
Кінематична схема передачі
В
Рис.4.1.
Вихідні дані. br/>
Таблиця 4.1.
Вихідні дані для розрахунку передачі
параметри
№ валу
N, кВт
П‰, рад/с
M, Нм
ід34
ідобщ
3
14,9
8,56
1740
4
47,68
4
14,3
2,14
6682
4.2 Вибір матеріалу і визначення допустимих напружень
Матеріали зубчастих коліс.
Для врівноваження довговічності шестерні і колеса, зменшення ймовірності заїдання і кращої підробітки твердість зубів шестерні необхідно вибирати більшою, ніж твердість колеса: НВ ш = НВ до + (20 ... 50). p> Так як до габаритів передачі не накладаються жорсткі умови, то для виготовлення зубчастих коліс, з [6], приймаємо матеріа...
