2.4.6. Определение геометрических размеров передачи

Угол делительного конуса шестерни:

Угол делительного конуса колеса:

Внешний делительный диаметр для шестерни и колеса:

Внешнее конусное расстояние:

Среднее конусное расстояние:

Средний делительный диаметр шестерни и колеса:

Внешняя высота головки зубьев:

Внешняя высота ножки зубьев:

Угол ножки зуба:

Угол конуса вершин шестерни и колеса:

Угол конуса впадин шестерни и колеса:

Внешний диаметр вершин зубьев шестерни и колеса:

Расстояние от вершины конуса до плоскости внешней окружности вершин зубьев шестерни и колеса, соответственно:

2.5 Расчет тихоходной цилиндрической передачи

2.5.1 Определение основных параметров цилиндрической прямозубой передачи из условий контактной прочности

Принимаем коэффициент нагрузки К₂ = 1,464; коэффициент ширины зубчатого венца относительно межосевого расстояния при несимметричном расположении колеса относительно опор

Межосевое расстояние передачи определяется по формуле:

тогда

Принимаем a_w = 237 мм.

Определяем рабочую ширину зубчатого венца для II-ой ступени Округляем доb_w2 = 72 мм.

2.5.2 Определение модуля и числа зубьев

Коэффициент формы зуба принимаем Y_F = 4.0.

Модуль зацепления для II-ой ступени определяем по формуле:

Согласно ГОСТ 9563-60 принимаем значение m≥m_min:m₁=6.0 мм.

Определяем число зубьев шестерни z₁:

Принимаем z₃ = 19.

Определяем число зубьев зубчатого колеса z₂:

Принимаем z₄ = 60.

Определяем фактическое передаточное отношение:

Определяем погрешность вычисления:

Погрешность находится в допустимых пределах.

2.5.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

Определяем делительный диаметр шестерни z₃ и z₄ по формуле:

Найдем окружную скорость V₃ по формуле:

Коэффициент динамической нагрузки K_v = 1.20 определим при V=4.69 м/с, CT = 7 b HB > 350.

Коэффициент ширины зубчатого венца относительно начального диаметра шестерни определяется по формуле:

Коэффициент неравномерности распределенной нагрузки

Определим коэффициенты нагрузки

Условие прочности по контактным напряжениям:

Расчетное контактное напряжение:

Определим погрешность:

Из последнего уравнения видно, что контактные напряжения в зубьях находятся в допустимых пределах.

2.5.4 Проверочный расчет передачи на усталость по изгибу

Условие прочности по напряжениям изгиба:

Расчетное напряжение изгиба шестерни:

Коэффициент формы зуба шестерни примем Y_F3=4.0;

Коэффициент формы зуба колеса Y_F4=3,62.

Расчетное напряжение изгиба для зубчатого колеса:

Сравним расчетные и допускаемые напряжения изгиба:

и

Напряжения изгиба в зубьях находятся в допустимых пределах.

Условие выполняется.

2.5.5 Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках

Условие прочности выполняется.

Найдем максимальные напряжения изгиба при перегрузке:

Для стали 12ХН4А с

3. Расчет усилий в зацеплении передачи

3.1 Расчет усилий в зацеплении быстроходной конической передачи

Рисунок 3 – Схема сил в зацеплении конической передачи

Окружное усилие:

Радиальное и осевое усилие:

Так как межосевой угол тои

3.2 Расчет усилий в зацеплении тихоходной цилиндрической передачи

Рисунок 4 – Схема сил в зацеплении цилиндрической передачи

Определение окружного усилия в передаче:

Определение радиального усилия в передаче:

3. Обоснование конструкции и определение размеров основных деталей и узлов привода

Ориентировочные значения диаметров валов определяются из условия прочности на чистое кручение по заниженному допускаемому напряжению кручения.

Наружный диаметр s-го вала:

где T_s – крутящий момент;

β_s – коэффициент пустотелости;

[τ] – допускаемое напряжение кручения.

Наружные диаметры валов округляются до чисел, кратных 5 из условия установки подшипников качения.

Для первого вала принимаем β=0.75, [τ]=75 МПа (см. [2]).

Наружный диаметр первого вала:

Для второго вала принимаем β=0.70, [τ]=80 МПа (см. [2]).

Наружный диаметр второго вала:

Для третьего вала принимаем β=0.65, [τ]=85 МПа (см. [2]).

Наружный диаметр третьего вала:

Округлим значения диаметров до целых чисел, предварительно сравнив с нормальным рядом. Тогда получаем значения диаметров валов:

Исходя из полученных расчетов принимаем:

Для входного вала - роликовый радиально-упорный подшипник 7209А ГОСТ 27365-87.

Для промежуточного вала - роликовый радиально-упорный подшипник 7211А ГОСТ 27365-87.

Для выходного вала - роликовый радиально-упорный подшипник 7215А ГОСТ 27365-87.

Приложение