- •7. Расчет цилиндрической передачи
- •7.1. Допускаемые напряжения
- •7.1.1. Выбор материала зубчатой пары
- •7.1.2. Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость
- •7.1.2.1. Допускаемое контактное напряжение шестерни
- •7.1.2.2. Допускаемое контактное напряжение колеса
- •7.1.3. Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость
- •7.1.3.1. Допускаемое напряжение изгиба шестерни
- •7.1.3.2. Допускаемое напряжение изгиба колеса
- •7.2. Проектный расчет на контактную выносливость
- •7.2.1. Межосевое расстояние
- •7.2.2. Выбор модуля и числа зубьев
- •7.2.3. Определение геометрических параметров цилиндрической передачи
- •7.2.4. Определение ширины колеса
- •7.3. Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям
- •7.4. Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба
- •7.5. Проверочный расчет прочности зубьев при перегрузках
7.2. Проектный расчет на контактную выносливость
Проектный расчет служит для предварительного определения размеров передачи.
7.2.1. Межосевое расстояние
Ориентировочное значение межосевого расстояния определяем по формуле
(7.18)
где Ka – вспомогательный коэффициент;
Tт – крутящий момент на колесе, Нм;
ψba – коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния;
KHβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.
Так как в данном задании передача с внешним зацеплением, то в формуле ставим знак «+».
Для косозубых передач вспомогательный коэффициент Ka=430 МПа1/3.
Так как колесо относительно опор расположено симметрично, то по рекомендациям [3] принимаем ψba =0,315.
Одним из важных геометрических параметров передачи является коэффициент относительной ширины шестерни, рассчитывающийся по формуле
(7.19)
При принятии коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине венца KHβ учитываем, что в данной передаче шестерня расположена несимметрично относительно опор, и принимаем весьма жесткий вал. Таким образом, получаем KHβ=1,08.
Тогда ориентировочное значение межосевого расстояния по (7.18) получаем равным
Полученное межосевое расстояние округляем до ближайшего стандартного по ГОСТ 2185-66: aw=200 мм.
7.2.2. Выбор модуля и числа зубьев
Значение нормального модуля по рекомендации [3] принимаем
(7.20)
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного по ГОСТ 9563-60: mn=2 мм.
Затем определяем суммарное число зубьев по формуле
(7.21)
где β – угол наклона зубьев, по рекомендации [3] β=8…15°, принимаем β=10°.
Уточняем угол наклона зубьев β:
(7.22)
Найдем минимальное число зубьев:
(7.23)
Найдем число зубьев шестерни:
(7.24)
Найдем число зубьев колеса:
(7.25)
После определения числа зубьев шестерни и колеса находим фактическое передаточное число:
(7.26)
Найдем отклонение от заданного передаточного числа по формуле
(7.27)
7.2.3. Определение геометрических параметров цилиндрической передачи
Определим геометрические параметры передачи:
-высота зуба
(7.28)
-диаметры делительных окружностей
(7.29)
(7.30)
-диаметры начальных окружностей
(7.31)
(7.32)
-диаметры окружностей вершин зубьев
(7.33)
(7.34)
-диаметры впадин
(7.35)
(7.36)
-торцовый модуль
(7.37)