Определение основных параметров передачи

↑

▷ Содержание

⇐ ПредыдущаяСтр 2 из 6Следующая ⇒

3.2.1 Углы делительных конусов

для шестерни

=14º

для колеса

= 76º

Принимаем z₁=20

z₂= z₁·u=20·4=80

3.2.2 Внешний делительный диаметр колеса, мм

где Т₂ – вращающий момент на валу колеса, Н∙мм

К_Нβ - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, К_Нβ = 1,0

ν_Н – коэффициент, учитывающий вид конических зубчатых колёс ν_Н = 0,85

u – передаточное число редуктора, U = 4

[σ_Н]₂ – допускаемое напряжение для зубьев колеса [σ_Н]₂ = 391 МПа

d_e2 = 165 = 605,329мм

Принимаю стандартное значение внешнего делительного диаметра колеса

d_e2 = 630 мм и ширины зубчатого венца b = 90 мм (таблица 5.8 [3]).

3.2.3 Внешнее конусное расстояние

R_e = = 324,643мм

3.2.4 Среднее конусное расстояние

R = R_e – 0,5 ∙ b = 324,6– 0,5 ∙90 = 279,6мм

3.2.5 Внешний окружной модуль

m_e = =7,88мм

где z₂ – число зубьев колеса z₁ = 20; z₂ = 80

3.2.6 Средний окружной модуль

m_m = m_e - = 6,791мм

3.2.7 Делительный диаметр шестерни

средний

d_m1 = m_m ∙ z₁ = 6,79 ∙ 20 = 135,8мм

внешний

d_e1 = m_e ∙ z₁ = 7,88 ∙ 20 = 157,6мм

3.2.8 Внешний диаметр окружности вершин зубьев

для шестерни

d_ae1 = d_e1 + 2 ∙ m_e ∙ cosδ₁ = 157,6 + 2 ∙ 7,88 ∙ cos 14º = 172,892 мм

для колеса

d_ae2 = d_e2 + 2 ∙ m_e ∙ cosδ₂ = 630 + 2 ∙ 7,88 ∙ cos 76º = 633,813 мм

3.2.9 Внешний диаметр окружности впадин зубьев

для шестерни

d_fe1 = d_e1 – 2,4 ∙ m_e ∙ cosδ₁ = 172,89 – 2,4 ∙ 7,88 ∙ cos 14º = 154,54 мм

для колеса

d_fe2 = d_e2 – 2,4 ∙ m_e ∙ cosδ₂ = 630 – 2,4 ∙7,88 ∙ сos 76º = 625,425 мм

3.2.10 Окружная скорость зубчатых колёс

υ = ω₁ ∙ = 6,172м/с

Принимаю степень точности 7 (таблица 5.4 [3]).

3.2.11Угол головки зуба

= 1º39′

3.2.12 Угол ножки зуба

= 1º67′

3.2.13 Углы конусов вершин зубьев

для шестерни

δ_а1 = δ₁ + θ_а = 14º + 1º39′ = 15º39′

для колеса

δ_а2 = δ₂ + θ_а = 76º+ 1º67′ = 77º67′

3.2.14 Окружная сила на шестерне и колесе

F_t1 = F_t2 = = 1710,943Н

3.2.15 Осевая сила на шестерне, радиальная сила на колесе

F_a1 = F_r2 = F_t ∙ tg α_w ∙ sinδ₁ = 1710,943∙ tg 20º ∙ sin 14º = 150,653Н

где α_w - угол зацепления = 20º

3.2.16 Радиальная сила на шестерне, осевая сила на колесе, Н

F_r1 = F_a2 = F_t ∙ tg α_w ∙ cos δ₁ = 1710,943 ∙ tg 20º ∙ cos 14º= 604,235Н

3.2.17 Расчётное контактное напряжение

=179,815МПа

где К_Нβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся зубьев,К_Нβ = 1,0;

К_Нυ – коэффициент динамической нагрузки определяется по таблице 5.5 [3] в зависимости от окружной скорости и степени точности передачи,К_Нv = 1,05;

К_Нα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями для прямозубых передач, К_Нα=1,0;

условие выполняется.

3.2.18 Расчёт напряжения изгиба

для шестерни

для колеса

где Y_F – определяется по таблице 5.6 [3] для шестерни и колеса по эквивалентному числу их зубьев

z_v1 =

z_v2 =

Принимаю Y_F1 = 3,98, Y_F2 = 3,61, K_Fβ = 1,0, К_Fυ определяется по таблице 5.5 [3] в зависимости от окружной скорости и степени точности передачи К_Fυ = 1,13,К_Fα = 1,0

для шестерни

= 12,765МПа

для колеса

= 11,578МПа

σ_F1 ≤ [σ_F1]_ф 12,77 ≤ 262,5 условие выполняется

σ_F2 ≤ [σ_F2]_ф 11,58 ≤ 197 условие выполняется

Большая разница объясняется тем, что напряжения изгиба в закрытой конической передаче незначительны.

Познавательные статьи:



Коммуникативные барьеры и пути их преодоления

Рынок недвижимости. Сущность недвижимости

Решение задач с использованием генеалогического метода

История происхождения и развития детской игры