Расчетная нормальная сила Fn = Ft/(cos atw*cos bb) = 4064 H;
Затем провожу проверочный расчет передачи на контактную выносливость и на напряжения изгиба.
Удельная расчетная окружная сила wt = Ft/6w = 3820/78 = 49 H/м;
Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубъев в полосе зацепления: zH = 2,5;
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий: ze = 0,87 для eb = 0;
Расчетные контактные напряжения: sH = 326 мПа;
0,7*sHp <= sH <= sHp; 0,7*346 <= sH <= 346;
242 <= 326 <= 346;
Эквивалентное число зубъев шестерни: zv1 = z1/cos3b = 20; Эквивалентное число зубъев колеса: zv2 = z2/cos3b = 76;
Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений шестерни:
YFS1 = 3,47*13,2/zv1–27,9*x1/zv1+0,092x12 = 3,7;
Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений колеса:
YFS2 = 3,47*13,2/zv2–27,9*x2/zv2+0,092x22 = 3,8;
Коэффициент, учитывающий наклон зуба:
Yb = 1-eb*b0/120 = 1-00*00/1200 = 1;
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубъев Ye = 1;
Расчетные напряжения изгиба зубъев шестерни sF1 = 36 мПа;
0,25*sFp1 <= sF1 <= sFp1;
0,25*sFp1 <= 36 < = sFp1;
0,25*118 < = 36 < = 118;
29,5 <= 36 < = 118;
Расчетные напряжения изгиба зубъев колеса sF2 = 37 мПа;
0,25*sFp1 <= sF1 <= sFp1;
0,25*sFp1 <= 37 < = sFp1;
0,25*136 < = 37 < = 136;
34 <= 37 < = 136;
Данная передача будет работать нормально, так как выполняются все данные условия.
4.1. Расчет быстроходной цилиндрической передачи.
Исходные данные для расчета быстроходной передачи:
N = 2,60 кВт;
h1 = 665 мин-1;
h20 = 162 мин-1;
h2D = 8,1 мин-1;
t = 19008 ч.
Расчитываю момент на шестерне по формуле: T1 = 9550*N*k/h1 = 9550*2,60*1,3/665 = 48 Н*м;
где k – коэффициент нагрузки передачи;
Вычисляем предполагаемое передаточное число по выражению
U0 = h1/h20 = 665/162 = 4,1;
Выбираем коэффициент ширины шестерни относительно ее начального диаметра ybd0, ybd0 = 0,8;
Затем расчитываем предполагаемое межосевое расстояние aw0 = 154,9 мм;
Выбираем желаемое межосевое расстояние из условия:
0,01* awg < D aw < 0,1* awg
0,01*155 < 5 < 0,1*155
1,55 < 5 < 15,5
Следовательно условие выполняется и D aw равняется 5мм.
Расчитываем предполагаемый наральный диаметр
шестерни по формуле:
;
Расчитаем предполагаемую рабочую ширину по формуле:
bw0 = ybd0*dw10 = 0,8 * 61 = 49 мм;
Рабочую
ширину выбираем из условия: bw 
bw0; 56 49 мм.
Выбираем число зубъев шестерни из условия z1>16, z1=20;
Расчитаем
число зубъев колеса по выражению: z2 z1*U0
82
Угол наклона линии зуба b = 0.
Расчитаем преполагаемый модуль m0, m0 = 3,04 мм.
Выбираем значение модуля из выражения m m0 , 3 3,04 мм.
Модуль равняется m=5 мм. (по СТСЭВ 310-76)
Выбираем коэффициент смещения шестерни и колеса x1=0,3; x2=-0,3.
Далее расчитываем геометрические параметры передачи:
1. Передаточное число U; U = z2/z1 = 82/20 = 4,1;
2. Сумма чисел зубъев zå; zå = z1 + z2 = 20+82 = 102;
3. Частота вращения колеса h2=h1/U = 665/4,1 = 126 мин-1;
4. Модуль отклонения частоты вращения колеса от желаемой h2R=|h2 – h20| = |162 – 162| = 0;
5. Торцовый угол профиля at = arctg(tg a/cos b) = 200;
6. Сумма коэффициентов смещений xå= x1+x2 = 0,3+(-0,3) = 0;
Угол зацепления atw = at = 200; при xå = 0;
7. Межосевое расстояние aw = 153 мм;
8. Модуль отклонения межосевого расстояния от желаемого DaR = |aw - awg| = |153-155| = 2 мм;
9. Делительный диаметр шестерни d1= m*z1/cos b = 3*20/cos 00 = 60мм;
10. Делительный диаметр колеса d2 = m*z2/cos b = 3*82/cos 00 = 246 мм;
11. Начальный диаметр шестерни dw1 = 2*aw*z1/zå = 2*153*20/102 = 60 мм;
12. Начальный диаметр колеса dw2 = 2*aw*z2/zå = 2*153*82/102 = 246 мм;
13. Основной диаметр шестерни db1 = d1*cos at = 60*cos 200 = 56 мм;
14. Основной диаметр колеса db2 = d2*cos at = 246*cos 200 = 231 мм;
15. Диаметр вершин зубъев шестерни da1 = d1+2*m*(ha*+x1) = 60+2*3*(1+0,3) = 68 мм;
16. Диаметр вершин зубъев колеса da2 = d2+2*m*(ha*+x2) = 246+2*3*(1+0,3) = 250 мм;
17. Диаметр впадин зубъев шестерни df1 = d1-2*m*(hf*-x1) = 60-2*3*(1,25-0,3) = 54 мм;
18. Диаметр впадин зубъев колеса df2 = d2-2*m*(hf*-x2) = 246-2*3*(1,25-(-0,3)) = 237 мм;
19.Коэффициент наименьшего смещения шестерни xmin = -0,2;
xmin < x1
-0,2 < 0,3;
20.Основной угол наклона bt = 00;
21.Основной окружной шаг Pbt = 9мм;
22.Осевой шаг Px = 0мм;
23.Угол профиля зуба шестерни и зуба колеса в точке по окружности вершин:
aa1 = arccos (db1/da1) = 340;
aa2 = arccos (db2/da2) = 220;
24.Коэффициент торцового перекрытия ea = (z1*tgaa1+z2*tgaa2 – zå*tg2tw) / (2*p) = 1,5;
25.Коэффициент осевого перекрытия eb = 6w/Px = 56/0 = 0;
26.Коэффициент перекрытия ev = ea + eb = 1,5 + 0 = 1,5;
27.Средняя
суммарная длина контактных линий lm 84
мм.
28.Коэффициент среднего изменения суммарной длины контактных линий
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.
