3 . Определение параметров передачи
И ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ РАЗМЕРОВ КОЛЁС
Определяем межосевое расстояние закрытой передачи из условия контактной прочности, мм:
:
, (3.1)
где – коэффициент межосевого расстояния, для прямозубых передач (стр. 11, /1/);
– передаточное число редуктора;
– вращающий момент на ведомом валу редуктора, Н м;
– коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца, (стр. 12, /1/);
– коэффициент
ширины венца колеса, принимаем для
прямозубой передачи
(стр. 11, /1/).
мм.
Полученное значение
округляем в большую сторону, используя
ряд нормальных линейных размеров ГОСТ
2185-66 (стр. 12, /1/):
мм.
Определяем модуль зацепления, мм:
(3.2)
мм.
По ГОСТ 9563-60 (стр.
13, /1/) принимаем
мм.
Определяем число зубьев шестерни:
, (3.3)
где – передаточное число редуктора;
.
Определяем число зубьев колеса:
, (3.4)
где – передаточное число редуктора;
.
Определяем делительный диаметр шестерни и колеса, мм:
; (3.5)
мм;
мм.
Определяем фактическое межосевое расстояние, мм:
; (3.6)
КП. 12. 2-74 06 01. 1. 112м. 03. ПЗ
11
мм.
О пределяем диаметр вершин зубьев шестерни и колеса. мм:
; (3.7)
мм;
мм.
Определяем диаметр впадин зубьев шестерни и колеса, м:
; (3.8)
мм;
мм.
Определяем ширину венца колеса, мм:
; (3.9)
мм.
Принимаем
мм.
Определяем ширину венца шестерни, мм:
; (3.10)
мм.
Принимаем
мм.
КП. 12. 2-74 06 01. 1. 112м. 03. ПЗ
12
4 . Усилия в зацеплении передачи
В зацеплении прямозубой передачи действуют усилия:
– окружная сила, Н;
– радиальная сила, Н.
, (4.1)
где – вращающий момент на ведомом валу редуктора, Н м;
– делительный диаметр колеса, мм.
Н.
; (4.2)
где – угол эвольвентного зацепления, .
Н.
Рис. 4.1. Схема сил в зацеплении.
13
КП. 12. 2-74 06 01. 1. 112м. 04. ПЗ
5 . ПРОВЕРКА ЗУБЬЕВ КОЛЁС ПО КОНТАКТНЫМ НАПРЯЖЕНИЯМ
И НАПРЯЖЕНИЯМ ИЗГИБА
Определяем окружную скорость, м/с:
, (5.1)
где – угловая скорость ведомого вала редуктора, рад/с;
– делительный диаметр колеса, мм.
м/с.
Определяем степень
точности (стр. 17, /1/). При окружной скорости
м/с
(для прямозубых цилиндрических передач)
принимаем 8 степень точности.
Определяем отношение
.
Определяем расчётные контактные напряжения, МПа:
, (5.2)
где – межосевое расстояние, мм;
– вращающий момент на ведомом валу редуктора, Н м;
– коэффициент нагрузки;
– передаточное число редуктора;
– ширина венца зубчатого колеса, мм.
Определяем коэффициент нагрузки:
, (5.3)
где – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, (стр. 18, /1/);
– коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца, (стр. 18, /1/);
– динамический
коэффициент,
(стр. 19,
/1/).
.
МПа
МПа.
Определяем отклонение значения расчётного контактного напряжения от допускаемого по формуле:
. (5.4)
Е сли получится отрицательное значение, то имеет место недогрузка, а если положительное – перегрузка. Допускается недогрузка передачи до 10% и перегрузка – до 5% (стр. 65, /3/).
.
14
КП. 12. 2-74 06 01. 1. 112м. 05. ПЗ
О тклонение превышает допускаемое значение, поэтому уменьшаем ширину венца колеса редуктора.
Принимаем
мм.
Тогда:
МПа
МПа.
.
Отклонение допустимо.
Окончательно принимаем мм, тогда:
мм.
Принимаем
мм.
Определяем расчётные напряжения изгиба, МПа:
, (5.5)
где – окружная сила в зацеплении, Н;
– коэффициент нагрузки;
– коэффициент, учитывающий форму зуба;
– модуль зацепления, мм;
– ширина венца зубчатого колеса, которое будем проверять на изгиб, мм.
Определяем коэффициент нагрузки:
, (5.6)
где
– коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки по длине зуба,
(стр. 20, /1/);
– динамический
коэффициент,
(стр. 20, /1/).
.
Коэффициент формы зуба определяем отдельно для шестерни и колеса (стр. 20, /1/):
; 
.
Определяем отношение:
МПа;
МПа.
Проверяем на изгиб зубья колеса, так как для них отношение меньше.
МПа
МПа.
Расчётное напряжение на изгиб значительно меньше допускаемого – это допустимо, так как нагрузочная способность большинства передач ограничивается контактной прочностью.
Прочность зубьев обеспечена.
КП. 12. 2-74 06 01. 1. 112м. 05. ПЗ
17
КП. 12. 2-74 06 01. 1. 112м. 05. ПЗ
15