Межосевое расстояние
При выбранной термообработке колес и скорости колеса V < 15 м/с зубья полностью прирабатываются и коэффициент KНβ= 1,0.
Принимаем для цилиндрических колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию 
.
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:
,
где 
- вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач 
, для прямозубых – 
; 
- коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 – для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах; 
- для шестерни, консольно расположенной относительно опор, – в открытых передачах; 
- передаточное число редуктора или открытой передачи; 
- вращающий момент на тихоходном валу при расчете редуктора или на приводном валу рабочей машины при расчете открытой передачи, Нм; 
- допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, 
; 
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся колес принимаем = 1.
Передаточное число нашего редуктора Uр = 4,5
Принимаем значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 – 6 аW = 95 мм.
Нормальный модуль зацепления. Принимаем по следующей рекомендации:
;
где Кm = 5,8 для прямозубых передач;
Т 2 =47,87 Нм;
d 2 = 2 aw u /(u +1)=2∙95∙4,5/(4,5+1)=155,45 мм;
b 2=ψ a a w =0,315∙ 95=30 мм.
Полученное значение модуля m округлить в большую сторону до стандартного из ряда чисел:
|
|
|
Таблица 24
| m, мм | 1-й ряд | 1,0 | 1,5 | 2,5 | |||||||
| 2-й ряд | 1,25 | 1,75 | 2,25 | 2,75 | 3,5 | 4,5 | 5,5 | 7,9 |
Принимаем по ГОСТ 9563 – 60 mn = 1,5 мм.
z 1 = 2 dW / m (U +1) = 2∙ 95/1,5·(4,5+1)=23.
Принимаем z 1 =23 тогда z 2 = z 1· u =23·4,5=103,5.
Примем z 2 = 104, тогда U ф = z 2/ z 1 = 104/23 =4,521.
Отклонение от заданного передаточного числа
U ф=(4,521-4,5)100%/4,5=0,46%,
что меньше установленных ГОСТ 12289 – 76 3%.
Рис. 160
Основные размеры шестерни и колеса (рис.160):
диаметры делительные:
d 1= m ∙ z 1=1,5∙23=34,5 мм;
d 2= m ∙ z 2=1,5∙104=156 мм.
Проверка: aW = (d 1+ d 2)/2 = (34,5 + 156)/2 = 95,25 мм;
диаметры вершин зубьев:
da 1 = d 1+ 2∙ m =34,5 + 2∙ 1,5 =37,5 мм;
da 2 = d 2+ 2∙ m = 156+ 2∙1,5 = 159 мм;
диаметры впадин зубьев:
df 1 = d 1 – 2,5∙ m =34,5 – 2,5∙ 1,5 = 30,75 мм;
df 2 = d 2 – 2,5∙ m = 156 – 2,5 · 1,5 = 152,25 мм;
ширина колеса b 2 = Y baaW = 0,315 · 95 = 30 мм
ширина шестерни b 1 = b 2 · 1,1 = 30∙1,1=33 мм.
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Y bd = b 1/ d 1 = 33/34,5 = 0,96.
Окружная, скорость колес и степень точности передачи
V = w1 d 1/2 = 96,34∙34,5∙10-3/2 = 1,66 м/c.
При такой скорости для прямозубых колес следует принять 9-ю степень точности (табл. 17).
Проверочный расчет
Коэффициент нагрузки
KH = KH b ∙KH a ∙KHn
Значения KH b=1.
|
|
|
Для прямозубых колес KH a=1.
По табл. 16 для прямозубых колес при V < 5 м/с имеем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении KHn =1,1.
Таким образом, KH =1,0 · 1,0 · 1,1 = 1,1.
Проверка контактных напряжений по формуле:
,
где окружная сила на шестерне
Ft = 2 T 1/ d 1 = 2 11,08 103/ 34,5 = 684,06 H.
МПа < [s]Н = 454 МПа;
Силы, действующие в зацеплении.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:
sF = FtKFYFY b KFa/b2mn £ [s]F.
Здесь коэффициент нагрузки KF = KF b KFn, для прирабатывающихся зубьев коэффициент KFb = 1,0; коэффициент KFn по таблице 18 – KFn =1,28. Коэффициент KF = 1,28 · 1,0 = 1,28, YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев ZV:
у шестерни Zn 1 = Z 1 =23;
у колеса ZV 2 = Z 2 =104.
При этом по таблице 19 YF 1 = 3,98 и YF 2 = 3,60.
Определяем коэффициенты для прямозубой передачи: Yb =1.
Дата добавления: 2016-01-04; просмотров: 22; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!