Определение основных геометрических параметров передачи

1. Определим внешний делительный диаметр колеса d_e2,мм:

d_e2=165 [3,с.68],где

= _{кон.ред}=4 - передаточное число редуктора,

=592,21 Н*м – крутящий момент на выходном валу редуктора,

–коэффициент вида конических колёс, для колёс с круговыми зубьями при твёрдости колеса Н≤350 НВ и твёрдости шестерни Н≥45 HRC

-коэффициент, коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, для прирабатывающихся колёс с круговыми зубьями =1,1,

- допускаемое контактное напряжение. =656,055 МПа.

d_e2=165* = 262,71 мм. по ряду Ra₄₀ принимаем d_e2=260 мм.

2. Определим углы делительных конусов _{1 2}:

Колесо: ₂=arctg(U)= arctg(4)=75,96376° [3,с.69]

Шестерня: ₁=90- ₂=90°-96,376°=14,03624° [3,с.69]

3. Определим внешнее конусное расстояние R_e,мм:

R_e=d_e/2*sin ₂=260/2*sin75,96376° =134,00093 [3,с.69]

4. Определение ширины зубчатого венца шестерни и колеса в,мм:

в= _R* R_e [3,с.69],

где _R=0,285 – коэффициент ширины зубчатого венца

в=0,285*134,00093 = 38,1903 по ряду Ra₄₀ принимаем в=40 мм.

5. Внешний окружной модуль:

m_te=[(14*T₂*10³)/( *d_e2*в* )]*K_Fβ [3,с.69],где

K_Fβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца,

Для колёс с круговыми зубьями K_Fβ =1,08,

- коэффициент вида конических колёс, для колёс с круговыми зубьями =1,

-допускаемо напряжение изгиба у зубчатого колеса с менее прочным зубом = = 294,065 МПа,

m_te=[(14*592,21*10³)/(1*260*40*294,065)]* 1,08=2,93 [3,с.69]

6. Определим число зубьев шестерни z₁ и колеса z₂

260/2,93=88,74 принимаем 88 [3,с.69]

88/4=22 принимаем 22 [3,с.69]

7. Определим фактическое передаточное число U_Ф и проверим его отклонение от заданного:

U_Ф 4 [3,с.69]

< 4% [3,с.69]

8.Определим действительные углы делительных конусов шестерни и колеса:

Колесо: ₂=arctg(U_ф)= arctg(4,03704)= 75,96376° [3,с.70]

Шестерня: ₁=90- ₂=90°-76,08752°=14,03624° [3,с.70]

9. Определим коэффициент смещения инструмента [3,с71,табл.4.6]:

НВ_1ср-НВ_2ср=490-285,5=204,5 [3,с71] т.к. НВ_1ср-НВ_2ср>100 то принимаем х₁=х₂=0

10. Определим фактические внешние диаметры шестерни и колеса (для передачи с круговым зубом β=35°):

Для шестерни:

Делительный диаметр d_e1=m_te*z₁=2,93*22=64,46 мм. [3,с.70]

Диаметр вершин зубьев

d_ae1= d_e1+1,64(1+x_n1)* m_tecos ₁=64,64+1,64(1+0)*2,93*cos(14,03624°)=70,15 мм [3,с.70]

Диаметр впадин зубьев

d_fe1= d_e1-1,64(1,2-x_n1)* m_tecos ₁=64,64-1,64*(1,2-0)* 2,93*cos(14,03624°)=57,64 мм [3,с.70]

Для колеса:

Делительный диаметр d_e2=m_te*z₂=2,93*88=257,84 мм. [3,с.70]

Диаметр вершин зубьев

d_ae2= d_e2+1,64(1-x_n1)* m_tecos ₂=257,84+1,64(1-0)*2,93*соs(75,96376°)=259,26 мм [3,с.70]

Диаметр впадин зубьев

d_fe2= d_e2-1,64(1,2+x_n1)* m_tecos ₂=257,84-1,64*(1,2+0)* 2,93*соs(75,96376°)=

=256,13 мм [3,с.70]

11.Определим средний делительный диаметр шестерни d₁ b колеса d₂ ,мм:

для шестерни d₁≈0,857*d_e1=0,857*64,46=55,24 мм [3,с.70]

для колеса d₂≈0,857*d_e2=0,857*257,84 =220,97 мм [3,с.70]

12. Проверим пригодность заготовок колёс:

Условие пригодности заготовок колёс:

D_заг.≤D_пред.;S_заг≤S_пред. [3, с.71]

Из таблицы [3, с.52,табл.3.2] выбираем значения D_пред =200 мм и S_пред.= 125 мм

Диаметр заготовки шестерни:

D_заг d_ae1+6 мм=69,30 +6=75,3мм [3, с.71]

S_заг=8*m_te=8*2,93=23,44 мм [3, с.71]

С_заг=0,5*в=0,5*40=20 мм [3, с.71]

Т.к. С_заг S_заг то сравниваем

S_заг=21 мм ≤ S_пред=125 мм; D_заг=79,77 _.≤ D_пред=200 мм.

Условие пригодности заготовок колёс выполняется, значит материал и вид термической обработки подобран верно.

Дата добавления: 2015-07-26