Расчет быстроходной цилиндрической передачи

Определим делительные диаметры колеса и шестерни:

мм;

где - диметр колеса первой ступени.

мм.

Межосевое расстояние:

мм.

Для определения ширины колес используют формулу:

;

;

.

При этом , не превышает максимально допустимое значение[3, стр. 136].

По таблице 4.7 [1, c. 52] принимаем .

Определяем модуль [3, с. 138]:

мм;

Это нестандартное значение модуля, по таблице 4.8[1], согласуясь со стандартом, назначпем m = 5 мм.

Определим угол наклона зубьев из формулы

где - коэффициент осевого перекрытия. Рекомендуется принимать .

Принимаем

Определим :

. Тогда .

Во избежание больших осевых сил в зацеплении рекомендуют принимать [3, c. 146].

Определяем суммарное число зубьев:

.

Определим число зубьев шестерни:

;

Принимаем > [3, с.138, 143].

Число зубьев колеса:

.

Фактическое передаточное число:

.

Уточняем значение по межосевому расстоянию по формуле:

, тогда

Диаметры вершин зубьев:

мм;

мм.

Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям по формуле [3, с. 134]:

,

где

- коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям; определим по формуле:

,

где - коэффициент, учитывающий ошибки при нарезании зубьев, выбирается по таблице 4.12 [1] в зависимости от окружности и степени точности;

- коэффициент торцевого перекрытия, определяется по формуле:

,

.

Таким образом:

.

Определим окружную скорость колеса:

м/с;

Тогда ;

- коэффициент расчетной нагрузки; ;

– коэффициент динамической нагрузки, определяется по таблице 4.10.

По таблице 4.11 назначаем 8-ю степень точности, тогда по таблице 4.11 определяем .

- коэффициент концентрации нагрузки, определяется по графику [1, см. рисунок 4.9] в зависимости от – коэффициента ширины шестерни относительно диаметра [3, с. 135]:

;

Таким образом , тогда

Подставив полученные значения, получим:

Мпа < 647,5 МПа.

Такое расхождение типично для первой быстроходной ступени двухступенчатых редукторов [4, c. 257].

Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба [3, с. 140]

,

где – коэффициент формы зуба; выбирается по графику (см. рисунок 4.10), при находим: для шестерни , для колеса ;

– коэффициент расчетной нагрузки; .

Расчет выполняем по тому из колес пары, у которого меньше .

Для шестерни ;

Для колеса ;

Расчет выполняем по колесу.

По графику (см. рисунок 4.9) при . По таблице 4.9 . При этом .

Далее Н;

- коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба; определим по формуле

;

где - коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона линии к основанию зуба и неравномерного распределения нагрузки, определим по формуле:

.

- коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев, определяется по таблице 4.12 [1] в зависимости от степени точности и окружной скорости колоса. .

Тогда

Подставив полученные значения в формулу, получим:

МПа < 246 МПа;

Выполняем проверочный расчет на перегрузку по формулам [3, с. 174]:

;

МПа < 1540 МПа;

;

МПа < 685МПа.

Условия прочности соблюдаются.

Ширина колеса: мм;

Ширина шестерни: мм.

Дата добавления: 2015-08-31