Окружная скорость зубчатых колес

По значению скорости назначаем 8-ю степень точности изготовлениязубчатых колес

Проверка контактной выносливости поверхностей зубьев

Допускаемые контактные напряжения

Z_М – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубьев, Z_М = 275

Z_H – коэффициент, учитывающий форму зубьев

Угол профиля зуба α_t =20°, β=0

Z_e – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

для прямозубых передач;

где ε_α – торцевой коэффициент перекрытия

K_Ha – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями.

K_Ha =1 для прямозубых передач

K_Hb – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба.

K_Hb = 1,02

K_HV – коэффициент динамической нагрузки.

K_HV =1,05

F_t – окружная сила

Рассчитываем контактные напряжения

Проверка контактной прочности поверхности зубьев при кратковременных перегрузках

Проверка выносливости зубьев при изгибе

F_t – окружная сила,

K_Fa – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями,

K_Fa = 1,321

K_Fβ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине,

K_Fβ = 1,05

K_FV – коэффициент динамической нагрузки, K_FV = 1,25

– коэффициент, учитывающий форму зуба

Таблица 10 – Зависимость коэффициента от эквивалентного числа зубьев

ZV
yF	4,25	4,11	4,01	3,92	3,82	3,8	3,78	3,71	3,7	3,68	3,65	3,62	3,61	3,6

 

Z_V – эквивалентное число зубьев

– коэффициент, учитывающий угол наклона зуба

Проверка прочности зуба при кратковременных перегрузках

Силы, действующие в зацеплении зубчатых колес

В прямозубых передачах возникают две силы:

a) F_t – окружная сила, F_t = 3881 Н

b) F_r – радиальная сила, направлена по касательной окружности

Таблица 11– Основные параметры цилиндрической передачи

Межосевое расстояние αW, мм	Диаметры делительных окружностей, мм	Модуль mn, мм	Число зубьев	Передаточное число i	Ширина зубчатого венца, мм	Силы в зацеплении, Н
dш	dк	Zш	Zк	bш	bк	Ft	Fr

 

Эскиз зубчатого колеса

Рисунок 9 – Эскиз зубчатого колеса

Результаты расчета геометрии зубчатых колёс

d₁ =84 мм; d₂ =416 мм.

d_a = d +2 m; d_a1 =84+6=90 мм; d_a2 =416+6=422 мм.

d_f = d −2,5 m; d_f1 =84−7, 5=76, 5 мм; d_f2 =416−7, 5=408, 5 мм.

b_ш =55 мм; b_к =50 мм.

δ =(2,5÷4) m ≥7, 5-12 мм.

d_ст =(1,6÷1,8) d_в

l_ст =(1,2÷1,5) d_в

D_e = d_f −2 δ D_e =408,5-20=388,5 мм;

d_{отв к} =0,25(D_e − d_ст)

C =(0,2÷0,3) δ С=3 ÷5 мм;

D_отв =0,5(D_e + d_ст)
4. Первый этап эскизной компоновки редуктора.

Ориентировочный расчет валов

Диаметры валов предварительно определяются из условия прочности на кручение.

для стали 35, 40, 45.

W_p − полярный момент сопротивления

Диаметр вала округляют до целого числа, оканчивающегося на ноль или пять.

d_ш =35 мм

d_к =60 мм.

При выполнении первой эскизной компоновки валы принимаются без ступеней. Подшипники выбираются шариковые, средней серии 300 по диаметру вала.

Построение ведется на миллиметровой бумаге в масштабе один к одному или на компьютере.

 

Таблица 12 – Шарикоподшипники радиальные однорядные [2] c 394

Условное обозначение	d	D	B	Рисунок 10. – Крышка с подшипником
307 312	35 60	80 130	21 31

 

Таблица 13 – Крышки подшипников торцевые или фланцевые

D	D1	D2	D3	H
50, 52
50, 58 60, 62
65, 68 70, 72				12
80, 85 90, 98	100	120	72
105, 110
130, 140	165	190	125	20

Рисунок 11 – Крышки врезные

5. Расчет валов

Данные для расчета валов

Таблица 14 – Параметры, используемые при расчете валов