Машиностроение \ Детали машин

Кинематическая схема одноступенчатого цилиндрического редуктора. Механические характеристики используемых сталей, страница 14


§ь

§11

2.2. Определяем допускаемое напряжение на контактную прочность где

-коэффициент динамичности или безопасности;

= 1,1..1,2

-коэффициент долговечности Х#*. * 1;                              / "^

предел контактной выносливости при улучшения ИХ 350,Н/мм2

Определим /        Для колеса По формуле (2. 2)    Сг^^ получим

<**+ -2-245

По формуле (2. 1)пмучим Для шестерни

Допускаемое контактное н,4пряженне для колес с косыми зубьями определяется по формуле { 1Л

Для контактных напряжений должно выполняться условие

Условие выполняется.

2.3. Определение допускаеиас напряжений изгиба где Кр{. -коэффициент долговечности -допускаемое напряжение

Подставим

(2.5> (2. б)

вформулу 2.5 .

ОООООО. оО +


40

3. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

3.1. Определяем межосевое расстояние где хзл>

-межосевое расстояние, мм; -коэффициент для косозубых передач; 75      -вращающий момент на валу колеса »№ш; •^.    -передаточное число;

А^ -коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ^    3  длине зуба. Выбирают по табл , ; Ю.Ш; У&&   -коэффициент ширины венца колеса.

икруглжем до блиялйаеро значения по СТ СЭЗ 229-75

< с^ ,125 мм . 3.2. Определяем нормальный модуль зацепления

(3.2)

где   /77/» -нормальный модуль зацепления,мм

/77,7 -(О,О4 По СТ СЭВ 310-76 принимаем

/77/7 -    .

4, геОЩТРИЧЕШ® ПАРАМЕТРА ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ 4.1. Определяем угод наклона зуба   /в    зубчатых колес

•де    Л/ -число зубьев шестерни; ^2 —числю зубьев колеса.

Принимаем предварительный угол наклона    В   ^10°.. 12° и подставляем в формулу 4.2.

7,

2^ /и-7

&ю


I

1

и -2.^ подставим в формулу 4Л

Подученные

4.2. Определяем делительный диаметр кодес

Находим делительный диаметр шестерни, мм с/у г/Г?/> • 2/ /со 5.^ ;

с// г <? - /7 /е> 5^^?^ = 54, делительный диаметр колеса, ми

(4.4> (4.5)

где

4.3. Определяем фактическое мекосевое расстояние

,02)/2

4.4. Определяем диаметр вершин зубчатых колес

С/а. -С/+2ГПП) СЗО -диаметр вершин зубьев, мм

,(4.7)С/а/-диаметр вершин зубьев шестерни, мм   с/#г =^/5,02-4^2^0^

Чсц-диаметр вершин зубьев колеса^ мм. 4.5. Определяем диаметр впадин зубчатых кодес где  Сь? -диаметр впадин зубьев, мм. Для шестерни

(4.Э)


I

Для колеса

, 02 - 5 = 2 /О. о 2

4.6. Определяем ширину венца зубчатого колёса

-.(4.11)

где   2 -ширина венца колеса, им;

Га-коэффициент ширины зубчатого венца косозубого колеса по таба.  )^0,4

4.7. Определяем ширину венца шестерни

/?        '.'•'.' где     о4 -ширина венца шестерни, мм

(4.13)

Принимаем     Су •» 54 мм .

5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛОВЫХ ПАРАМЕТРОВ В ЗАЦЕПЛЕНИИ

5.1. Определение окружной скорости колеса и выбор стещеки точности изготовления                                            "

где

«•^а -Частота вращения вала;

С/2 -делительный диаметр, /^.. ,,

1Гг=25,73-2(5.02 /2 /О•* 2, ^^/^/с,

По табл •     10/.2П определяем степень точности, у нас она будет

5.2. Определение сил, действующих в подаоее зацепления зубчатых колес .

В косозубой передаче действуда 3 силы:/см.II/

1. Окружная ^ , Н •

2. Радиальная ^ , Н3. Осевая /& , Н.

а /и-»


Рис.2. Схема сил в зацеплении где

-делительный диаметр, м; -вращающий момент, Ш-угол профиля нормального эвольвентного зуба

/7 = /ь~$6,<3 • 3,364/0>3&4 -603,3 Ц;

^

6 -вызывает изгиб и кручение ; ^^С - вызывает только изгиб .

6. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ ПО КОНТАКТНЫМ НАПРЯШЕШИЙМ НА С?   Я <-

6.1. Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям

_

Скачать файл