![]() Главная страница Случайная страница КАТЕГОРИИ: АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника |
Проектный расчет зубчатой передачи
8.1. Предварительное значение межосевого расстояния:
TT – номинальный крутящий момент на валу колеса, Н*м u’- заданное передаточное число КН – коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость
[σ ]H – допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость Ψ а =0, 4 – коэффициент ширины зубчатых колес передачи
По ГОСТу 2185-66 округляем
8.2. Рабочая ширина венца колеса:
Рабочая ширина шестерни:
8.3. Модуль передачи:
Принимаем mn = 1, 5мм по ГОСТ 9563-60.
8.4 Суммарное число зубьев и угол наклона зуба для косозубых колес:
Минимальный угол наклона зубьев:
Суммарное число зубьев: Принимаем Z∑ =145
8.5. Число зубьев шестерни Z1 и колеса Z2
Zmin = 17cos3β = 17cos325o= 12, 65 Принимаем z1 = 26 Z2= Z∑ -Z1=145-26=119
8.6. Фактическое значение передаточного числа:
8.7. Проверка зубьев на изгибную выносливость
8.7.1. Зуб колеса
TT – крутящий момент на валу колеса, Н*м КF – коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость KFα =0, 91- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями YFα – коэффициент, учитывающий форму зуба YFα =3, 61 Yβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба U- передаточное число b2- рабочая ширина венца колеса, мм mn- модуль передачи а- межосевое расстояние [σ ]F2- допускаемое напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость
8.7.2 Зуб шестерни
YF1- коэффициент, учитывающий форму зуба
8.8. Диаметры делительных окружностей
43+197=240=2*120=240 – верно
8.9. Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев
Шестерни: da1 =d1 +2∙ mn=43+2∙ 1, 5=46 мм
df1 =d1 -2, 5∙ mn=43-2, 5∙ 1, 5=39, 25 мм
Колесо: da2 =d2 +2∙ mn=197 +2∙ 1, 5=200 мм
df2 =d2 -2, 5∙ mn=197-2, 5∙ 1, 5=193, 25 мм
8.10. Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки.
Наружный диаметр заготовки шестерни D=da1+6 = 46+6=52 < Dmax=125 мм. Толщина сечения обода колеса S=C≈ 0, 3b2=0, 3∙ 48=14, 4мм < Smax=125мм Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.
8.11. Силы, действующие на валы зубчатых колес:
Окружная сила:
Радиальная сила:
Осевая сила:
|