- •1. Кинематический и силовой расчет привода.
- •2.3. Определяем межосевое расстояние прямозубой передачи.
- •2.4. Определяем модуль зацепления в передачи.
- •2.5. Определяем числа зубьев для шестерни и колеса.
- •2.5. Определяем фактическое передаточное число.
- •2.6. Определяем геометрические размеры шестерни и колеса с эвольвентным профилем зацепления.
- •2.7. Определяем действующие напряжения в спроектированной передаче.
- •2.8. Определяем напряжения изгиба зубьев шестерни и зубчатого колеса.
- •2.8. Определяем действительные напряжения изгиба зубьев шестерни и зубчатого колеса.
- •3. Проектирование быстроходного вала.
- •4.5.Определим диаметр буртика шестерни.
- •5. Расчет тихоходного вала.
- •5.1. Строим эпюру изгибающих моментов тихоходного вала.
- •5.2. Определяем действительный коэффициент усталостной прочности в сечении.
- •6. Расчет подшипников.
2.3. Определяем межосевое расстояние прямозубой передачи.
Межосевое расстояние прямозубой передачи определяется по формуле:
|
(2.5) |
где - коэффициент, учитывающий вид передачи, принимаем .
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца. Для прирабатывающихся зубьев .
- коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию, принимаем .
Подставляя в формулу (2.5) числовые данные, получаем:
|
|
Полученное значение межосевого расстояния округляем по ГОСТ 6636-69 (Ra = 40): мм.
2.4. Определяем модуль зацепления в передачи.
Модуль зацепления определяем по формуле:
|
(2.6) |
Подставляя числовые значения в формулу (2.6), получаем:
|
|
Принимаем модуль нормальный по ГОСТ 9563-60: .
2.5. Определяем числа зубьев для шестерни и колеса.
Суммарное число зубьев определяем по формуле:
|
(2.7) |
Подставляя числовые значения в формулу (2.7), получаем:
|
|
Числа зубьев для шестерни и зубчатого колеса, соответственно находим по формулам:
|
(2.8) |
Отсюда получаем:
|
|
2.5. Определяем фактическое передаточное число.
Фактическое передаточное число не должно отклоняться более чем на 4% от расчетного и определяется по формуле:
|
(2.9) |
Подставляя числовые значения в формулу (2.9), получаем:
|
|
2.6. Определяем геометрические размеры шестерни и колеса с эвольвентным профилем зацепления.
- делительный диаметр вычисляется по формуле:
|
(2.10) |
- диаметр окружности вершин зубьев вычисляется по формуле:
|
(2.11) |
- диаметр впадин зубьев вычисляется по формуле:
|
(2.12) |
- ширина венца колеса вычисляется по формуле:
|
(2.13) |
- ширина венца шестерни вычисляется по формуле:
|
(2.14) |
Подставляя числовые данные в формулы 2.10 – 2.14, получим:
Таблица 2.1. Геометрические параметры передачи.
Параметр |
Шестерня |
Колесо | |
Диаметр |
делительный |
132 мм |
368 мм |
вершин зубьев |
140 мм |
376 мм | |
впадин зубьев |
122 мм |
358 мм | |
Ширина венца |
54 мм |
50 мм |
2.7. Определяем действующие напряжения в спроектированной передаче.
Действующие контактные напряжения вычисляем по формуле:
|
(2.15) |
где – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи.
Скорость зубчатых колес определяем по формуле:
|
(2.16) |
Подставив в формулу 2.16 числовые значения, получим:
|
|
Степень точности зубчатых колес для данной окружной скорости вращения колес примем равной 9. Отсюда коэффициент динамической нагрузки примем равным .
Подставляя в формулу 2.15 исходные данные, находим:
|
|