- •Содержание
- •2. Расчёты подтверждающие работоспособность и надёжность конструкции.
- •2.2. Расчёт косозубой цилиндрической передачи ( быстроходная ступень )
- •2.2.1. Исходные данные
- •2.2.2 Выбираем конструкционные материалы для изготовления шестерни и колеса
- •2.2.3 Определение допускаемых напряжений
- •2.2.4. Определение межосевого расстояния передачи
- •2.2.5 Определение диаметров шестерни и колеса
- •2.2.12 Проверочный расчёт на усталость по контактным напряжениям
- •2.2.13 Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба
- •2.2.14. Определяем силы, действующие в зацеплении
- •2.2.4. Определение межосевого расстояния передачи
- •2.2.5 Определение ширины шестерни и колеса
- •2.2.6 Определение модуля зубчатой передачи
- •2.2.7 Определение суммарного числа зубьев, числа зубьев шестерни и колеса
- •2.2.8 Определение геометрических параметров шестерни и колеса
- •2.2.9 Проверочный расчёт на усталость по контактным напряжениям
- •2.2.10 Проверочный расчёт по напряжениям изгиба
2.2.4. Определение межосевого расстояния передачи
, (мм) [1, стр.142, ф.8.13] (2.4)
Где - передаточное отношение;
- крутящий момент на валу колеса, ;
- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния (для несимметричного расположения колес относительно опор [1, стр.141, табл.8.4];
- коэффициент концентрации нагрузки (выбирается в зависимости от коэффициента ширины колеса относительно диаметра ),
. [1, стр.136, рис.8.15]
- приведённый модуль упругости , МПа.
;
Для сталей (МПа).
(мм).
Округляем межосевое расстояние до стандартного значения из ряда Ra40 [1,стр.143]
(мм).
2.2.5 Определение диаметров шестерни и колеса
- Диаметр шестерни;
- Диаметр колеса;
;
;
;
;
.
2.2.6 Определение ширины шестерни и колеса
.
2.2.7 Определение нормального модуля зубчатой передачи
где - коэффициент ширины колеса по модулю. [1, стр.144, табл.8.5]
Округляем по ГОСТ 9563-60.
[1, стр.122, табл.8.1]
2.2.8 Определение угла наклона зубьев
β = arcsin
где - Коэффициент торцевого перекрытия.≥ 1,1 [1, стр.153].
Принимаем = 1,5
β = arcsin= 9,20.
Для косозубых передач β = 8 – 200 - это условие выполняется.
2.2.9 Определение числа зубьев шестерни и колеса
Определение торцевого модуля:
= 1,52 .
Находим общее число шестерни и колеса:
;
.
Округляем до целого числа: .
Число зубьев шестерни: ;
Округляем до целого числа: .
Число зубьев колеса: ;
.
2.2.10 Уточнение угла наклона зубьев по межосевому расстоянию
β = arccos;
β = arccos=8,65о.
2.2.11 Уточнение значения торцевого модуля и определение диаметров
(делительных, впадин и выступов для шестерни и колеса)
= 1,52 (мм)
А) Определение делительных диаметров шестерни и колеса:
, (мм)
. (мм)
, (мм)
. (мм)
Б) Определение диаметров выступов шестерни и колеса:
, (мм)
. (мм)
, (мм)
. (мм)
В) Определение диаметров впадин:
, (мм)
. (мм)
, (мм)
. (мм)
Г) Уточнение межосевого расстояния:
. (мм)
,[1, стр.143]
2.2.12 Проверочный расчёт на усталость по контактным напряжениям
, [1, стр.140, ф.8.10]
где - крутящий момент на валу шестерни,;
- коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям: ,
где – коэффициент торцевого перекрытия[1, стр.154];
;
- диаметр начальной окружности шестерни. При нарезании без смещения
равен диаметру делительной окружности, мм;
- ширина колеса, мм;
- угол зацепления;
- коэффициент расчётной нагрузки;
где - коэффициент концентрации нагрузки;
; [п.2.1.4]
- коэффициент динамической нагрузки; выбирается в зависимости от окружной скорости и точности зубчатых передач.
, (м/c);
. (м/c)
Степень точности изготовления зубчатой передачи выбирается в зависимости от окружной скорости. [1, стр.125, табл.8.2];
Выбираем 9 пониженную степень точности.
[1, стр.138, табл.8.3];
.