Читайте также:
|
|
Частота вращения
Передаточное число ;
Вращающий момент
Угловая скорость
По [2. табл. 3.3] принимаем для шестерни сталь 40Х улучшенную с твёрдостью НВ 270; для колеса сталь 40Х улучшенную с твёрдостью НВ 245.
Допускаемые контактные напряжения:
[2. ф.3.9] |
где [2. Табл. 3.2];
коэффициент долговечности при длительной эксплуатации, [2. с.33];
коэффициент безопасности [2. с.33].
Для шестерни:
Для колеса:
Для прямозубых передач допускаемое контактное напряжение принимают наименьшее
Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости:
[2. ф. 3.7] |
где коэффициент при консольном расположении шестерни, [2. табл. 3.1];
– коэффициент ширины венца по, [2. c. 36];
– для прямозубых колес [2. c. 32].
По [2. с. 36] принимаем ближайшее стандартное значение
Модуль передачи:
[2. c. 36] |
По [2. с. 36] принимаем
Число зубьев суммарное:
[2. ф. 3.11] |
Принимаем
Число зубьев шестерни:
[2. ф. 3.13] |
Принимаем
Число зубьев колеса:
[2. ф. 3.13] |
При этом
[2. с. 37] |
Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчёту:
[2. с. 37] |
Основные размеры шестерни и колеса.
Делительные диаметры:
Шестерни:
[2. ф. 3.17] |
Колеса:
Проверка:
Диаметры вершин зубьев:
Шестерни:
Колеса:
Ширина колеса:
[2. c. 33] |
Принимаем
Ширина шестерни:
[2. c. 294] |
Принимаем
Коэффициент ширины шестерни диаметру:
[2. ф. 294] |
Окружная скорость колес:
[2. c. 294] |
Назначаем 8 – ю степень точности [2. c. 32].
Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:
[2. c. 32] |
где коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, [1. табл. 3.5];
коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, [2. табл. 3.4];
коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колёс [2. табл. 3.6].
Проверяем контактное напряжение:
[2. ф.3.6] |
Силы действующие в зацеплении.
Окружная:
[2. c. 294] |
Радиальная:
[2. c. 294] |
Осевая:
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:
[2. ф. 3.22] |
Коэффициент нагрузки:
[2. c. 42] |
где коэффициент, учитывающий расположение колес относительно опор, [2. табл. 3.7];
коэффициент, учитывающий скорость и степень точности колес [2. табл. 3.8].
коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:
Для шестерни:
[2. c. 42] |
Для колеса:
[1. c. 344] |
Принимаем [2. c. 42].
Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:
[2. ф.3.24] |
где [2. Табл. 3.9];
коэффициент запаса прочности, [2. с.44].
Для шестерни:
Для колеса:
Определяем отношения:
Для шестерни:
Для колеса:
Дальнейший расчёт ведём для зубьев колеса, так как полученное отношение для него меньше.
Проверяем зуб колеса:
2.3 Предварительный расчёт валов редуктора
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
быстроходного
промежуточного
промежуточного
тихоходного
Ведущий вал (рис.1).
Диаметр под шестерней и на выходном конце:
[2. ф.8.16] |
где крутящий момент на валу,
допускаемое напряжение на кручение,
Принимаем мм.
Для крепления шестерни на валу принимаем круглую гайку шлицевую (по ГОСТ 11871 – 80) [2. табл.9.1];
Диаметр на выходном конце принимаем мм.
Для упора шкива
Для крепления подшипников на валу принимаем круглую гайку шлицевую (по ГОСТ 11871 – 80) [2. табл.9.1];
Диаметр под подшипники принимаем ;
Для упора подшипника
Рисунок 1 – Эскиз ведущего вала
Промежуточный вал (рис. 2).
Диаметр вала под :
[2. ф.8.16] |
где крутящий момент на валу,
допускаемое напряжение на кручение,
Принимаем мм;
Диаметр под подшипники ;
Диаметр для упора мм;
Рисунок 2 – Эскиз промежуточного вала
Ведомый вал (тихоходный) (рис.3).
Диаметр выходного конца вала:
[2. ф.8.16] |
где крутящий момент на валу,
допускаемое напряжение на кручение,
Принимаем мм;
Диаметр под подшипники ;
Диаметр под зубчатым колесом мм;
Для упора зубчатого колеса
Рисунок 3 – Эскиз тихоходного вала
Дата добавления: 2015-09-05; просмотров: 136 | Нарушение авторских прав
<== предыдущая страница | | | следующая страница ==> |
Расчет конической прямозубой передачи | | | Расчет шпоночного соединения |