ня поверхонь зубів: для косозубих - Z Н = 1,75, [6];
Z М = 275 В· 10 3 Па 1/2 - коефіцієнт враховує механічні властивості матеріалів зубчастих коліс, [6];
Z Е - коефіцієнт сумарної довжини контактний ліній відмінюванні зубів: для косозубих - Z Е = 0,8, [6];
До Н = До На До Н ОІ До Н V - коефіцієнт навантаження: До На - коефіцієнт розподілу навантаження між зубами з [6], табл. 1.4, До Н а = 1,15; До Н ОІ = 1,046, см. разд.3.3.1, До Н V - коефіцієнт динамічного навантаження, з [6], табл. 1.4, при
; К HV = 1.02 ; До Н = 1,15 в€™ 1,046 в€™ 1,02 = 1,22. <В
Так як Пѓ Н = 363 знаходиться в межах (0,9 ... 1,0) [Пѓ Н ], то розрахунок можемо вважати завершеним:.
Розрахунок на контактну міцність. br/>
,
де До п = 2,2, [ Пѓ Н ] max - Найменше з двох значень (шестерні та колеса) допустимих максимальних контактних напружень, МПа
В В
Умова виконується.
розрахунок на втому при згині.
Визначаємо окремо для шестерні і колеса за формулою <В В
,
де - Y F - коефіцієнт форми зуба, з [6], табл. 1.7, по еквівалентному числу зубів Z V , для косозубой передачі:, Y Fш = 3,92; , Y Fк = 3,6. p> Y E - коефіцієнт перекриття зубів, згідно [6] приймаємо Y E = 1,0.
Y ОІ - коефіцієнт нахилу зубів, згідно [6] для косозубих 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 4.2.
Геометричний розрахунок передачі (див. рис. 4.2).
Міжосьова відстань
В
Приймаються а w = 425 мм .
Уточнюємо кут нахилу зубів
В
Розміри шестірні:
- ділильний діаметр:
- діаметр вершин зубів: d аш = d ш + 2 m n = 170 + 2 В· 8,0 = 186 мм;
- діаметр западин: d Ж’ ш = d ш - 2,5 m n = 170 - 2,5 В· 8,0 = 150 мм ;
- ширина: b ш b до + 5 мм = 220 + 5 = 225 мм .
Розміри колеса:
-ділильний діаметр
- діаметр вершин зубів: d ак = d до + 2 m n = 680 +2 В· 8,0 = 696 мм ;
- діаметр западин: d Ж’ до = d до - 2,5 m n = 680 - 2,5 В· 8,0 = 660 мм;
5. Умовний розрахунок валів
В
За відсутності даних про момент вигину, діаметр валу визначають приблизно за відомим крутному моменту з умов міцності на кручення за заниженими значеннями допустимих напруг:
В
де i- номер валу, j - номер ділянки ступеневої валу, Мi - крутний момент на i- того валу, приймаємо з табл. 1.2. Згідно рекомендацій [4], с.53, приймаємо знижені допустимі напруження кручення, для валів редукторів загального призначення, [О¤ до ] = 25 МПа.
В
5.1 Визначення діаметрів вхідного вала редуктора
Схема вхідного вала редуктора
В
Рис. 5.1. <В В
Згідно [7], с. 6 отриманий діаметр округляємо до ближнього більшого значення із стандартного ряду Ra 40 ГОСТ6636-69.
Приймаються d 21 = 50 мм.
Діаметри інших ділянок вала вибираємо з стандартного ряду Ra 40 ГОСТ6636-69.
Приймаються d 22 = 60 мм d 23 = 60 мм d 24 = 65 мм. .2. Визначення діаметрів проміжного валу редуктора
Схема пром...
