Допускаемое напряжение изгиба для материала шестерни и зубчатого колеса

По формуле рассчитаем допустимое напряжение изгиба.

(18)

где предел выносливости при изгибе,

коэффициент, учитывающий цикл нагружения колеса,

Так как передача реверсивная, то .

коэффициент долговечности.

При .

коэффициент запаса прочности.

При обычных условиях работы .

По формуле рассчитываем допустимое контактное напряжение:

1) Для шестерни ,

2) Для колеса .

5.2.5. Расчёт зубьев на изгиб

Рассчитаем модуль зацепления в миллиметрах для цилиндрических прямозубых передач по формуле

(19)

где коэффициент, для прямозубых колес, .

коэффициент расчетной нагрузки, при проектном расчете для всех видов передач.

Выберем из , .

коэффициент ширины зубчатого венца. Для мелкомодульных передач . Выберем .

число зубьев колеса.

суммарный крутящий момент

допускаемое напряжение зубьев при изгибе,

коэффициент формы зуба, выбирается в зависимости от количества зубьев.

Для ,

Для ,

.

Рассчитаем отношение .

1) Для шестерни ,

2) Для колеса .

Так как для шестерни это соотношение получилось больше, чем для колеса, то расчет будем вести по шестерни.

.

Определим по формуле модули для передач

,

,

,

,

Округляем до минимального значения модуля для передач, получаем

.

5.2.6. Расчёт зубчатых колес на контактную прочность

Для силовых передач модуль определяется по формулам.

(20)

(21)

где для стальных прямозубых цилиндрических колес.

допускаемое контактное напряжение. .

коэффициент ширины колеса, . Выберем .

Выполним расчет по формулам

,

,

,

,

,

,

,

.

Округляем до минимального значения модуля для передач, получаем

.

По расчетам выберем наибольшие значения модулей для передач.

.

Из конструктивных соображений, также по согласованию с преподавателем округлим полученное значение до ряда предпочтительных чисел, до 0,5мм, в большую сторону, поскольку это только увеличит прочность передач.

Проверочный расчёт на контактную прочность показывает, что зубчатые колёса удовлетворяют условиям прочности.

5.3. Геометрический расчёт кинематики проектируемой конструкции

По проведенным кинематическому и прочностному расчетам можно сделать расчет геометрических параметров зубчатых колес (см. рис.2.), входящих в проектируемы привод.

Рис.2.

Делительный диаметр

d₁=m·Z₁/cosβ=m·Z₁ т.к. колесо прямозубое, то β=0 (22)

Диаметр вершин зубьев

d_a=m·z/cosβ+2·m· (h_a+x₁₂)=m· (z+2) т.к. h_a=1, x₁₂=0 (23)

Диаметр впадин

d_f=m·z/cosβ-2·m· (h_a+c-x₁₂)=m(z-2-2·c); Так как m≤0.5, то c=0.5. (24)

Ширина колес

b₂ = ψ_bm·m, (25)

где

ψ_bm – коэффициент, равный отношению ширины зубчатого венца к модулю, ψ_bm =10.

Ширина шестерни

b₁ = b₂ + 1,5m (26)

Делительное межосевое расстояние

a_ω=0.5·m·(Z₁+Z₂)/cosβ=0.5·m·(Z₁+Z₂) (27)

Таблица 5.

№
Z
d1, мм			8,5	26,5	8,5		8,5	42,5
da, мм			9,5	27,5	9,5		9,5	43,5
df, мм	7,5	23,5				28,5
b, мм	5,75		5,75		5,75		5,75
aω, мм		17,5	19,25	25,5

На этом этапе можно изобразить кинематическую схему редуктора, а также начать предварительную разметку привода.

Дата добавления: 2015-08-31