Определяем геометрические параметры

Расчет первой быстроходной ступени

Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку по формулам

; (50)

МПа МПа.

; (51)

МПа МПа.

.

Условия прочности соблюдаются.

Основными габаритными размерами для конических передач являются и .

Примем коэффициент, учитывающий изменение прочности конической передачи по сравнению с цилиндрической для прямозубых колес [6, с.27]

. (52)

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца для прирабатывающихся прямозубых колес [6, с.28]

. (53)

Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения для прямозубых колес при твердости НВ ≤ 350 [6, с.28]

. (54)

Определим диаметр внешней делительной окружности

. (55)

мм.

Определим углы делительных конусов колеса и шестерни [6, с.28]

δ ₂ , (56)

δ ₁= 90^о – δ ₁. (57)

δ ₂ = 74^о.

δ ₁= 90^о – 74 ^о = 16 ^о.

Внешнее конусное расстояние определяется по формуле [6, c. 28].

(58)

мм.

Ширина колеса [6, с.28]

. (59)

0,285 ·83 =23,66 мм.

Принимаем целое значение 24 мм.

Коэффициент K_{F β} = 1, так как зубья полностью прирабатываются
(Н ₂ ≤ 350 НВ). Для прямозубых колес при твердости зубьев ≤ 350 НВ значение коэффициента . Коэффициент ϑ_F = 0,85. Допускаемое напряжение изгиба для колеса σ _F = 175 МПа.

Определим внешний окружной модель передачи [6, c.29]

; (60)

.

Значение модуля передачи, полученное расчетом, округляем до стандартного ряда [6, c.22], принимаем модуль .

Определим число зубьев колеса

z ₂ = ; (61)

z ₂ = .

Определим число зубьев шестерни

z ₁ = ; (62)

z ₁ = .

Округлим до ближайшего целого числа, получим z ₁ = 30.

Фактическое передаточное число определяется по формуле [2, c.29]

u_ф = ; (63)

u_ф = .

Отклонение от заданного передаточного числа не должно быть больше 4% [2, с.29]

u_ф = ≤ [∆] = 4%.; (64)

u_ф = ≤ [∆] = 4%.

Условие выполняется.

Для прямозубых передач торцевое t и нормальное n сечения совпадают

1,5. (65)

Делительные диаметры колес

; (66)

1,5 · 30 = 45 мм.

; (67)

=1,5 · 106 = 159 мм.

Средние диаметры колес

; (68)

0,857 · 45 = 39 мм.

; (69)

= 0,857 · 159 = 139 мм.

Коэффициенты смещения для прямозубых шестерни и колеса

х _e1 = 2,6 u ^0,14 ; (70)

х _e1 = – х _e2. (71)

х _e1 = .

х _e2 = – 0,32.

Внешний диаметр прямозубых колес

; (72)

. (73)

мм;

мм.

Проверяем контактную прочность по формуле [2, с.33]

; (74)

Н/мм².

Полученное расчетное контактное напряжение должно быть в интервале [2, c.33]

; (75)

(0,9…1,03) · 491 = 441,9…505,73 Н/мм².

Процент расхождения

≤ = 4%. (76)

% ≤ = 4%.

Условие выполняется.

Проверяем прочность по напряжениям изгиба [6, с.32]

– в зубьях колеса

(77)

где – коэффициент формы зуба;

– коэффициент расчетной нагрузки.

По таблице 2.8 [6] при х = 0,32 находим для шестерни = 3,57;
для колеса = 3,55.

Далее определяем окружную силу на среднем диаметре колеса [6, с. 32]

; (78)

.

По формуле определим

МПа 175 МПа.

Условие соблюдается.

Напряжения изгиба в зубьях шестерни определим по формуле [6, с.32]

; (79)

МПа.

Расчетное напряжение изгиба должно быть

; (80)

МПа.

Условие соблюдается.

Дата добавления: 2015-07-13