Расчёт Тихоходной передачи (ТХ)

3.1.1 Определение межосевого расстояния ТХ ступени

 

В первую очередь назначаем коэффициент ширины . Т.к. расположение колёс относительно опор несимметричное, то выбираем из 0.25…0.4.

Принимаем коэффициент ширины .

Определяем другой коэффициент ширины:

;

Передаточное число тихоходной ступени , тогда

.

Затем определяем коэф. неравномерности нагрузки по ширине зубчатых колёс:

Для цилиндрических прямозубых и косозубых передач при HB 350 получаем

;

;

- Коэффициент концентрации нагрузки в зоне контакта зубьев.

Из условия обеспечения контактной выносливости поверхности зубьев определяем межосевое расстояние тихоходной передачи:

=495 - для прямозубых колёс (см. [2] стр. 18);

МПа;

;

мм.

По ряду Ra40 округляем до нормального линейного размера (НЛР).

мм.

Рабочая ширина зубчатого венца

мм.

По ряду Ra40 выбираем мм

мм.

Определяем модуль зацепления для тихоходной передачи:

мм

Модуль выбираем из первого ряда и принимаем его равным 2 мм

мм.

 

3.1.2 Определение суммарного числа зубьев и его разбивка между шестерней и колесом

Назначаем угол наклона зубьев по делительному цилиндру. Для тихоходной переачи , а .

Суммарное число зубьев тихоходной передачи определяем по формуле:

;

Число зубьев шестерни:

для прямозубых колёс нарезанных без смещения

;

Число зубьев колеса:

Принимаем и .

По принятому числу зубьев уточняем передаточное число

; ;

;

Укладываемся в допустимое отклонение от стандартного .

мм;

- делительный диаметр колеса. = 220мм

мм;

- делительный диаметр шестерни. = 80 мм.

Проверяем величину межосевого расстояния:

мм.

 

3.1.3 Проверочный расчёт цилиндрической зубчатой передачи (тихоходной)

Начинаем расчёт с определения сил взаимодействия шестерни и колеса при номинальной нагрузке: - окружная сила; - радиальная сила; - осевая сила.

В дальнейших расчётных зависимостях будут применятся размерности: для сил – Н; для моментов - Н*м; для напряжений - .

Начинаем расчёт с определения сил в тихоходной передаче. Радиальную силу определим по формуле:

Н;

Н;

;

Так как , а и , то формула примет вид:

;

Н;

Н;

;

В прямозубой передаче осевой силы не будет, т.к. , а при .

Рассчитываем окружную скорость зацепления, в (м/с).

(м/с).

По окружной скорости в зависимости от твёрдости зубьев назначаем степень точности (Ст) изготовления зубьев.

При и скорости (м/с) назначаем Ст8 восьмую степень точности (см. [3] стр. 13).

Определяем коэффициенты учитывающие:

а) торцевое перекрытие зубьев

(см. [1] стр. 147 формула 8.25 и [3] стр. 14).

В нашем случае зубья нарезаны без смещения значит и , а .

Формула примет вид:

;

б) распределение нагрузки между зубьями

для прямозубых передач

и ;

в) суммарную длину контактных линий

для прямозубых передач используем формулу:

;

(см. [3] стр. 14).

г) перекрытие в зацеплении , для прямозубых передач при степени точности 8 Ст8 .

- коэффициент учитывающий перекрытие зубьев (см. [2] стр. 25).

д) форму сопряжённых поверхностей зубьев

([3] стр. 14);

;

;

Для прямозубой передачи тогда получаем:

, а ;

;

;

д) угол наклона зубьев

, т.к. передача прямозубая , то .

 

3.1.4 Расчёт удельных окружных сил

а) динамические

;

;

Для прямых зубьев:

при ;

при любой твёрдости;

Ст8 при ([3] стр. 14-15);

При установке на выходной конец вала шестерни полумуфты принимают (меньшее при )

Принимаем .

и - коэффициенты учитывающие влияние вида зубчатой передачи

и - коэффициенты учитывающие влияние разности шагов сопряжённых зубчатых колёс и соответственно массивность детали, жёстко установленной на одном валу с шестерней.

;

.

б) расчётные

, мм.

Н;

Н;

 

3.1.5 Расчётные контактные напряжения

Расчётные контактные напряжения, МПа (Н/ ).

;

(см. [3] стр. 15).

 

МПа;

Приступаем к проверке зубьев на изгибную выносливость

Находим отношение и :

; ;

Звено с меньшей величиной отношения является более слабым. Для слабого звена определяем расчётное напряжение и затем сравниваем его с МПа.

;

;

;

 

Изгибная выносливость рассчитана верно, так как условия выполняются.

 

 

⇐ Предыдущая1234Следующая ⇒

Поделиться: