5.2.5. Модуль передачи

Для расчета минимального значения модуля определяем:

1. Ширину зубчатого венца колеса b₂=_baa_=0,315200=63 мм. Расчетное значение мм соответствует (без округления) нормальным линейным размерам по табл. 17.

2. Коэффициент внешней динамической нагрузки KA = 1 (см. выше).

3. Коэффициент внутренней динамики нагружения по табл. 18:

K_FV =1,04.

4. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца по (21):

5. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями:

Коэффициент нагрузки при расчете изгибной прочности по (20):

Минимальное значение модуля по (19):

мм,

где []F=[]F2 – минимальное допускаемое напряжение изгиба.

Определяем интервал значений модуля по условию:

мм.

Учитывая расчетное минимальное значение модуля и рекомендации п.2.5 принимаем из первого ряда по табл. 19 стандартное значение модуля передачи m = 2,5 мм.

5.2.6. Основные размеры передачи

1. Число зубьев, угол наклона

а) Определяем по (22) минимальный угол наклона зубьев:

Условие выполнено, принимаем предварительно _min=9,13.

б) Суммарное число зубьев по (23):

Расчетное значение округляем в меньшую сторону до целого. Принимаем Z = 157.

в) Фактический угол наклона зубьев по (24):

г) Число зубьев шестерни и и колеса по (25) и (26):

Проверяем условие:

Условие выполняется:

2. Фактическое передаточное число:

Значение меньше заданного передаточного числа u = 4,5 на 2%, что допускается. Для дальнейших расчетов принимаем

3. Основные геометрические параметры по табл. 20:

1) межосевое расстояние мм;

3) делительный диаметр шестерни и колеса

мм;

мм;

4) диаметр вершин зубьев шестерни и колеса

мм;

мм;

6) диаметр впадин зубьев шестерни и колеса

мм;

мм;

7) ширина зубчатого венца колеса и шестерни

5.3. Проверочный расчет передачи

5.3.1. Расчет на контактную прочность

Контактные напряжения по (29):

Контактная прочность обеспечена: _=528,85 МПа _=641 МПа, недогрузка составляет 17%, что допускается.

5.3.2. Расчет на прочность при изгибе

Для расчета напряжений изгиба определяем по табл. 22:

1. Силы в зацеплении:

Окружная сила

Н;

Радиальная сила

Н;

Осевая сила

Н.

2. Коэффициенты формы зуба:

3. Коэффициент, учитывающий угол наклона зуба

Условие Yβ ≥ 0,7 выполняется.

4. Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

Напряжения изгиба для зубьев колеса по (30) и шестерни по (31):

МПа

МПа.

Прочность зубьев на изгиб обеспечена:

6. Список литературы

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высш. шк., 2001. – 447с.

2. Иванов М.Н. Детали машин. – М.: Высш. шк., 1998. - 383с.

3. Решетов Д.Н. Детали машин. – М.: Машиностроение, 1989. -492с.

4. Тюняев А.В. Расчет зубчатых передач на прочность: Учебное пособие/АлтГТУ им. Ползунова. – Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 1999. - 51с.

Содержание

стр.

1. Исходные данные............................................................................3

2. Проектировочный расчет передачи................................................3

3. Проверочный расчет передачи.....................................................17

4. Силы в зацеплении передачи........................................................19

5. Пример расчета зубчатой цилиндрической передачи

редуктора............................................................................................24

6. Список литературы........................................................................27

29