Проектный расчет передачи

 

Межосевое расстояние передачи, ф. (8.13 [2])

 

=0.85(4+1) =125

 

y_ba =0.4– коэффициент ширины относительно межосевого расстояния, табл. 8.4 [2].

 

Y_bd=0.5*y_ba (U+1)=0.5*0.4(4+1)=1– коэффициент ширины шестерни

 

K_Hb=1.08 – коэффициент концентрации нагрузки в зависимости от Y_bd (рис.8.15, с.130 [2])

Определяем ширину колеса:

 

мм

 

Определяем модуль:

 

,

 

где Y_m=30 – коэффициент модуля, в зависимости от жёсткости (табл. 8.4, с136, [2])

По таблице 8.1 назначаем =1.5мм

Выбираем число зубьев в рекомендуемых пределах:

b=9^o

Определяем суммарное число зубьев:

 

 

Находим число зубьев:

 

 

Уточняем значения делительных диаметров:

 

= мм

= мм

 

Определяем диаметры вершин:

 

 мм

 мм

 

Определяем ширину шестерни:

 

 мм

3.2 Проверочный расчёт тихоходной ступени на усталость по контактным напряжениям (8.29,с.149,[2]):

 

,

 

где K_H=K_HVK_Hb - коэффициент нагрузки

K_Hb=1.03

K_HV – коэффициент динамической нагрузки

 

 м/c

 

Назначаем девятую степень точности. Принимаем K_HV=1,06 (табл.8.3,с.131, [2]).

 

 

-коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям (8.28,с.149,[2]):

 

,

 

где K_Ha=1.03 – в зависимости от v и 9-ой степени точности (табл.8.7, с.149, [2])

По формуле (8.25[2]):

 

=

-коэффициент торцового перекрытия.

 

 

 МПа

 мПа

 

Определяем недогрузку:

 

 

3.3 Проверочный расчёт тихоходной ступени по напряжениям изгиба

 

,

 

где Y_FS – коэффициент формы зуба

Z_Fb - коэффициент повышения прочности зуба

K_F – коэффициент неравномерности нагрузки

Для определения Y_FS определим  и :

 

По графику (рис.8.20, с.140, [2]) в зависимости от  и  находим  и : =3.8, =3.75

 

 МПа

МПа

 

Так как 65.8<95.5, то принимаем Y_F=3.75

Определяем Y_Fb (8.34,с.150,[1]):

 

,

 

где по таблице 8.7[2] K_Fa=1.35

 

 

Найдём K_F:

 

,

 

где K_Fb=1.3 (рис.8.15, с.130, [2])

 

K_FV=1.04 (табл.8.3, с.131, [2])

Находим окружное усилие:

 

 Н

 

Определяем напряжение:

 

 мПа

 мПа

 

Условие прочности выполняется.

 

3.4 Расчет геометрических параметров тихоходной передачи

 

Ранее были определены мм, мм, b=50 мм.

Определяем диаметры вершин:

 

 мм

 мм

 

Диаметр впадин зубьев:

 

 мм

 мм

 

Расчет быстроходной передачи

 

Внешний делительный диаметр большего конического колеса определяем по формуле (9.40[3]):

 

 

Примем число зубьев шестерни =24

Число зубьев колеса:

 

*U=24*2,5=60

 

Внешний окружной модуль:

 

 мм

 

По таблице 9.1[3] принимаем =2,25 мм

Уточняем значения  и :

 

 мм

 

По таблице 9.4[3] принимаем =140 мм

 

Конусное расстояние:

 

мм

 

Ширина зубчатого венца:

 

 мм

 

По таблице 9.5[3] принимаем b=21 мм

Внешний делительный диаметр шестерни:

 

мм

 

Углы при вершине начальных конусов:

 

ctg ;ctg2,5= ; =68,198`; =90- =90-68,198=21,802`

 

Средний делительный диаметр шестерни:

 

=2(72,7-0,5*21)*0,371=46,2 мм

 

Средний окружной модуль:

 

 

4.1 Расчет геометрических параметров быстроходной передачи

 

Ранее были определены мм, мм, b=21 мм.

Диаметры вершин зубьев:

 

мм

мм

 

Диаметр впадин зубьев:

 

мм

мм

Расчет валов