- •2.1. Определение мощности и частоты вращения двигателя
- •2.2. Определение передаточного числа привода и его ступеней
- •2.3. Определение силовых и кинематических параметров привода
- •3. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений
- •3.1. Выбор материала зубчатой передачи
- •3.2. Определение допускаемых контактных напряжений для зубьев шестерни и колеса
- •4.1. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи (проектный расчет)
- •4.2. Проверочный расчет
- •5. Расчет открытой (цепной) передачи
- •5.1. Проектный расчет
- •5.2. Проверочный расчет
- •6. Нагрузки валов редуктора
- •6.1. Определение консольных сил
- •7. Предварительный расчет валов редуктора
- •7.1. Выбор материала валов, выбор допускаемых напряжений на кручение
- •7.2. Предварительный расчет валов редуктора и предварительный выбор подшипников качения
- •8. Проектный расчет валов. Определение реакций в опорах подшипников. Построение эпюр. Проверочный расчет подшипников
- •8.1. Быстроходный вал
- •9. Выбор муфты. Проверочный расчет
- •12. Список сносок и использованных источников
4.1. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи (проектный расчет)
Определим межосевое расстояние aw (мм) между валами В и С:
(4.1)
где Ka = 49,5 (вспомогательный коэффициент)8; (коэффициент ширины венца колеса), =1,25 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки9. Подставляя эти коэффициенты и ранее полученные данные в 4.1, получаем:
Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров10 aw=155.
Далее определим модуль зацепления:
(4.2)
где - делительный диаметр колеса; - ширина венца колеса. Подставляя эти значения и ранее полученные данные в 4.2, получаем:
1
Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:
Определим число зубьев шестерни и колеса:
Определим фактическое передаточное число и проверим его отклонение ∆u от заданного u:
Определим фактическое межосевое расстояние:
Определим основные геометрические параметры передачи (мм) и сведем их значения в Таблицу 4.1.
Делительный диаметр шестерни и колеса: ;
Диаметр вершины зубьев шестерни и колеса: ; .
Диаметр впадин зубьев шестерни и колеса: ; .
Ширина венца шестерни и колеса: ; .
Таблица 4.1.
Параметр |
Шестерня (прямозубая) |
Колесо (прямозубое) |
|
Диаметр |
Делительный |
17 |
293 |
вершин зубьев |
19 |
295 |
|
впадин зубьев |
14,6 |
290,6 |
|
Ширина венца |
38,75 |
40,75 |
Определим межосевое расстояние aw (мм) между валами A и B:
(4.1)
где Ka = 49,5 (вспомогательный коэффициент)8; (коэффициент ширины венца колеса), =1,25 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки9. Подставляя эти коэффициенты и ранее полученные данные в 4.1, получаем:
Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров10 aw=67 (мм).
Далее определим модуль зацепления:
(4.2)
где - делительный диаметр колеса; - ширина венца колеса. Подставляя эти значения и ранее полученные данные в 4.2, получаем:
11
Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:
Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:
Определим число зубьев шестерни и колеса:Спросить почему одинаковые расстояния между валами бс аб
Определим фактическое передаточное число и проверим его отклонение ∆u от заданного u:
Определим фактическое межосевое расстояние:
Определим основные геометрические параметры передачи (мм) и сведем их значения в Таблицу 4.2.
Делительный диаметр шестерни и колеса: ; .
Диаметр вершины зубьев шестерни и колеса: ; .
Диаметр впадин зубьев шестерни и колеса: ; .
Ширина венца шестерни и колеса: ; .
Таблица 4.2.
Параметр |
Шестерня (прямозубая) |
Колесо (прямозубое) |
|
Диаметр |
Делительный |
7,436 |
126,564 |
вершин зубьев |
9,436 |
128,564 |
|
впадин зубьев |
5,036 |
124,164 |
|
Ширина венца |
16,75 |
18,75 |