Детали машин: Методические указания для самостоятельной работы, страница 7

4. Выбираем материалы для изготовления зубчатых колес (см. пункт 2 примера расчета цилиндрических зубчатых колес и табл. 13).

Принимаем для шестерни сталь 45, для колеса сталь 40 с нормализацией.

5. Выбираем число зубьев шестерни

z₁ = 18...30 ;      z₁ = 18  зуб.

6. Определяем число зубьев колеса

z₂ = z₁ × u = 18 × 2,9 » 41 зуб.

7. Принимаем коэффициент ширины зубчатых колес

y_в = в / R_e = 0,3 где в - ширина зубчатых колес,

R_e - максимальное конусное расстояние).

8. Для закрытых передач. Определяем допускаемое контактное напряжение для более слабого материала

 , где s_н  и  [n]_н  - см. табл. 13;

К_н - коэффициент режима работы

где  N_р - рабочее число циклов, N_р = 60 n₁Т  (Т - заданный срок эксплуатации).

9. Для закрытых передач. Определяем делительный диаметр колеса из условия прочности по контактным напряжениям

 ,   мм где  К - коэффициент дополнительных нагрузок,  К = 1,2 , если твердость материала  НВ < 350, а если НВ > 350, то К = 1,4.

10. Определяем допускаемое напряжение на изгиб для материала шестерни

[s]_F = s_F / [n]_F , где s_F  и  [n]_F - см. табл. 13.

s_F = 1,8 НВ = 1,8 × 190 » 340   Н/мм²,      [n]_F = 2 ,

[s]_F = 340 / 2 = 170    Н/мм².

11. Для открытых передач. Определяется средний окружной модуль зацепления из условия прочности на изгиб

    мм, где Y_F - коэффициент формы зуба, определяется (табл. 14) по приведенному числу зубьев

z_1n = z₁ / cosd₁ = 18 / cos 23°30¢ = 18 / 0,92 » 20  зуб.

Имеем Y_F = 4,1 ;

y_m - коэффициент ширины,  y_m = в / m_c ;

sin d₁ = sin 23°30¢ » 0,4

y_m = z₁ / 6 sind₁ = 18 / 6 × 0,4 = 7,5

Получаем:

    мм,

13. Для открытых передач. Определяем максимальное конусное расстояние

R_e = R + в / 2 , в = y_m × m_c = 7,5 × 3,9 » 30   мм,

R_e = 88 + 30 / 2 = 103   мм.

14. Определяем максимальный окружной модуль:

m = R_e × m_c / R - для открытых передач

m = d₂ / z₂ - для закрытых передач;

m = 103 × 3,9 / 88 = 4,5   мм.

Округляем полученное значение  m  до ближайшего стандартного значения (стандартный ряд: 1; 1,25; 1,5; 1,75; 2; 2,25; 2,5; 2,75; 3; 3,5; 4; 4,5; 5; 5,5; 6; 7; 8; 9; 10; 12; 14; 16).

15. Определяем основные размеры зубчатых колес:

а) делительные диаметры

d₁ = m × z₁ = 4,5 × 18 = 81   мм

d₂ = m × z₂ = 4,5 × 41 = 185   мм б) диаметры головок зубьев

d_а1 = m (z₁ + 2cos d₁) = 4,5(18 + 2× 0,92) » 89   мм;

d_а2 = m (z₂ + 2cos d₂) = 4,5(41 + 2 × 0,4) » 188   мм;

в) диаметры ножек зубьев

d_f1 = m (z₁ - 2,4cos d₁) = 4,5(18 - 2,4 × 0,92) » 71,5   мм;

d_f2 = m (z₂ - 2,4cos d₂) = 4,5(41 - 2,4 × 0,4) » 187    мм;

г) максимальное конусное расстояние (для закрытых передач)

д) Для закрытых передач среднее конусное расстояние

R = R_e - в / 2 .

16. Определяем средний модуль (для закрытых передач) и средний делительный диаметр колеса

и

d_2с = m_с × z₂ = 3,9 × 41 » 160     мм

17. Определяем усилия в зацеплении:

а) окружное усилие

F = 2T₂ / d_2c = 2 × 2,4 × 10⁵ / 160 » 3000   H

б) радиальное усилие на шестерне, равное всему усилию на колесе

F_r1 = F_a2 = F tga sind₁ = 3000 × 0,36 × 0,92 = 1000    H

(a - угол зацепления, a = 20°).

в) осевое усилие на шестерне, равное радиальному усилию на колесе

F_a1 = F_r2 = F tga sind₁ = 3000 × 0,36 × 0,4 » 430    H.

СОДЕРЖАНИЕ:

1.  Пример расчета клиноременной передачи .............................	3
2.  Пример расчета цепной передачи  ..........................................	5
3.  Пример расчета червячной передачи  .....................................	10
4.  Пример расчета цилиндрической зубчатой передачи  ...........	15
5.  Пример расчета конической зубчатой передачи  ...................	20

ДЕТАЛИ МАШИН

Методическая разработка

для самостоятельной работы

Составители:
Редактор:
Корректор:
Набор и компьютерная верстка:	Вульферт В.Я.

Лицензия №                    от              19      г.

Объем  2 уч.-изд. л.        Тираж       экз.             Заказ №

Ротапринт НГАУ

630039, Новосибирск, ул. Добролюбова, 160