Вступ
Тема контрольноїроботи «Розрахунок циліндричних зубчастихпередач» з дисципліни «Деталі машин».
Мета роботи –розглянути теоретичні питання відносно розрахунку циліндричних зубчастихпередач та на їх основі зробити розрахунок.
Зубчасті передачі забезпечують передачу рухушляхом зачеплення зубців ведучого колеса за зубці веденого. Обидва колеса маютьпослідовно розташовані зубці і западини, причому зубці ведучого заходять узападини веденого.
До перевагзубчастих зачеплень можна віднести: компактність, надійність, високий к.к.д,постійність передаточного числа, широкий діапазон потужностей (до 100 тис. кВт)і швидкостей (до 200 м/с).
Недоліками передачі є: шум при роботі,необхідність виготовлення з високою точністю.
1.Теоретична частина
1.1Загальні відомості
Зубчасте колесоз меншим числом зубців називається шестірнею, друге зубчасте колесо – колесом.При однаковості розмірів ведуче колесо називається шестірнею.
Умовно зубчастеколесо можна поділити на тіло 1 і зубчастий вінець 2. Зубчастий вінецьскладається із зубців і западин (рис. 1).
/>Рис. 1. Зубчасте колесо
Циліндричнаповерхня, що відокремлює зубці від тіла колеса, називається поверхнеюзападин, вона має радіус rf. Поверхня, що обмежує зубці,називається поверхнею вершин, її радіус rа.
Бічна поверхнязубця складається з головної і перехідної.
Головноюназивається частина бічної поверхні, яка при взаємодії з поверхнею зубцівіншого колеса передає рух із заданими швидкостями.
Перехіднаповерхня з’єднує головну поверхню з поверхнею западин.
Умова нормальноїроботи зубчастої передачі з круглими колесами – забезпечення постійногопередаточного відношення. Цього можна добитись лише при певному окресленніпрофілей зубців шестерні і колеса. Яким має бути профіль? На це питаннявідповідає основна теорема зачеплення (теорема Вілліса), суть якої полягає утому, що активні профілі зубців двох коліс повинні бути побудовані так, щобзагальна нормаль у точці їх контакту у будь-який момент зачеплення проходилачерез точку Р – полюс зачеплення, що ділить лінію центрів у відношенні,обернено пропорційному передаточному відношенню.
Теоремізачеплення задовольняють профілі зубців, окреслені різними кривими. Найбільшпростим і зручним для нарізання зубців є евольвентний профіль. Евольвента – цекрива, яка описана точкою твірної прямої, що перекочується по колу безковзання. Коло, по якому перекочується твірна пряма, називається основним.Головна властивість евольвенти – це те, що нормаль евольвенти у будь-якій точцібуде дотичною до основного кола, що забезпечує постійність передаточноговідношення у евольвентному зачепленні.
Розглянемогеометрію зубчастого зачеплення.
Кола, щоперекочуються одне відносно одного без ковзання, називають початковими (рис. 2),а відповідні радіуси rw1 і rw2 називаються радіусамипочаткових кіл. Точка Р, в якій дотикаються початкові кола, називається полюсомзачеплення.
/>Рис. 2. Зубчасте зачеплення
Відстань міжосями обертання двох зубчастих коліс називається міжосьовою відстанню/>:
/>.
Однією знайголовніших характеристик зубчастого колеса є модуль – відношенняколового кроку p до числа р.
/>
Модуль mвиміряється в міліметрах, але одиниця вимірювання не вказується. Значення mстандартизовані.
Ділильне коло діаметром /> ділить зуб на дві частини– ніжку і голівку. Літерою /> позначаєтьсякількість зубців.
Зубчасті передачі, які передають обертальнийрух між валами з паралельними (рис. 3) осями, називають циліндричними.
/>
Рис. 3.Циліндричні зубчасті передачі
За характеромрозташування зуба на поверхні колеса вони поділяються на прямозубі, косозубі,шевронні і кругові.
В залежності відвзаємного розташування коліс розрізняють передачі з внутрішнім зачепленням (рис. 4а) і зовнішнім (рис. 4 б).
/>
а) б)
Рис. 4.Передачі з внутрішнім (а) і зовнішнім зачепленням (б)
За формоюбокової поверхні зубу передачі поділяються на евольвентні, зачеплення Новіковаі циклоїдальні передачі.
Найбільшпоширеними є зубчасті передачі з евольвентним профілем. Згідно з кутом похилувідносно осі передачі відрізняють прямозубі і косозубі передачі.
Конструктивнопередачі можуть бути розташовані зовні корпусу або в корпусі (закритапередача). Більш поширеними є закриті передачі. Ті передачі, що забезпечуютьзменшення обертів на виході, називають редукторами.
Найбільш простийза конструкцією – одноступінчастий циліндричний, застосовується припередавальних числах u≤12,5. Двохступінчасті циліндричнінайчастіше застосовують в діапазонах u=16ч40. При u>60 більшдоцільні трьохступінчасті редуктори.
1.2Розрахунок циліндричних зубчастих передач
Вихідними данимидо розрахунку циліндричних передач є кінематичні параметри привода: обертальниймомент /> на колесі; передаточнечисло u; швидкість обертання колеса />;час роботи передачі />.
1.2.1 Вибір матеріалів длявиготовлення зубчастих коліс
Після аналізупотрібних габаритних розмірів і умов експлуатації передачі вибирають матеріализубчастої пари з конкретним видом термообробки.
Умовно види групматеріалів можна поділити на 5 варіантів:
I – сталі 45,4ОХ, 4ОХН, 35ХМ;
термообробка
колесо –поліпшення,
твердість /> 235…262
шестерня – поліпшення,
твердість /> 269…302
II – сталі 4ОХ,4ОХН, 35ХМ;
термообробка
колесо –поліпшення,
твердість /> 269…302
шестерня –поліпшення і обробка СВЧ
твердістьповерхні /> 45…53
III – сталі 4ОХ,4ОХН, 35ХМ;термообробка колеса і шестірні однакова –поліпшення і обробка СВЧ;
твердість/> 45…53.
IV – сталі 20Х,20ХН2М, 18ХГТ,
12ХН3А дляшестерні,
з термообробкоюполіпшення,
цементація,загартування до твердості /> 56…63
40ХН, 35ХМ, 40Х
для колеса зтермообробкою поліпшення, загартування СВЧ
до твердості /> 56…53
V – сталі 20Х,20ХН2М, 18ХГТ, 12ХН3А, 25ХГМ
для колеса ішестерні з термообробкою поліпшення, цементація, загартування СВЧ,
загартування дотвердості /> 56…63.
Розміри передачі зменшуються зі зростаннямтвердості поверхні зубців, але якщо не надається обмежень у габаритах, то слідвикористовувати дешеві марки сталі за I і II варіантами термообробки.
1.2.2 Розрахунок допустимих напружень
Допустимі контактні напруження і напруженнязгину визначають окремо для колеса />, /> і шестірні />, /> в залежності відматеріалів і їх термообробки (таблиця 1) з урахуванням часу роботи передачі.
/> (1)
/> (2)
де />,коли т.о. колеса – поліпшення;
/>, коли т.о. колеса – загартування СВЧ;
/>, коли />;
/>, коли т.о. колеса – поліпшення;
/>, коли т.о. колеса – загартування СВЧ.
Коефіцієнт довговічності за розрахунком зконтактних напружень
/> (3)
Коефіцієнт довговічності за розрахунком що дозгину
/> (4)
Число циклів зміни напружень />, відповідний границівитривалості, визначають за графіком в залежності від середньої твердості НВср.чи HRC.
N – дійсне число циклів зміни напружень.
/> (5)
де /> –кутова швидкість колеса;
/> – час роботи передачі;
/> і /> – допустимінапруження, відповідні числу циклів зміни напружень /> і/>, беремо з таблиці 1.
/>
Рис. 5. Графік числа циклів змінинапружень
Таблиця 1.Механічніхарактеристики сталейМарка сталі
Термо-
обробка
Твердість
поверхні
/>,
МПа
/>,
МПа
/>,
МПа
/>,
МПа
/>МПа
45
40Х
40ХН,
35ХМ
Поліп
шення
– «-
поліп
шення
– «-
поліп
шення
– «-
235…262
269…302
235…262
269…302
235…262
269…302
540
650
640
750
630
750
1,8/>
+67
1,03/>
2,8/>
2,74/>
40Х
40ХН,
35ХМ
Поліп
шення;
загар-тування
СВЧ
– «-
HRC 45…50
HRC 48…53
750
750
14/>
+170
370
(m>3 мм)
310
(m
40/>
1260
1430
20Х,
20ХН2М
18ХГТ,
12ХН3А
25ХГМ
Поліп
шення
цемен-
тація
і загарту-
вання
СВЧ HRC 56…63 800
19/> 480
40/> 1200
Для зубчастих передач циліндричних косозубих,шевронних, конічних з круговим зубом при II варіанті термообработки визначаютьрозрахункове допустиме напруження
/> (6)
Це напруження не повинно бути більшим за 1,25/> – для косозубих ішевронних коліс, а для конічних з круговим зубом – за 1,15/>.
Для інших варіантів термообробки і дляпрямозубих циліндричних і конічних коліс у розрахункову формулу замість /> підставляють менше з двохзначень /> і />, тобто
/>
1.2.3 Проектувальний розрахунок
Міжосьову відстань передачі визначають заформулою
/> (7)
де знак «– «для передач внутрішньогозачеплення;
коефіцієнт /> –для прямозубих коліс;
/> – для косозубих і шевронних коліс;
/> – коефіцієнт концентрації навантаження, приймають:
при постійному навантаженні />=1,8;
при змінному
/> (8)
Де /> –початковий коефіцієнт концентрації навантаження;
/> – коефіцієнт режима навантаження.
Під час розрахунків приймаються такі режиминавантаження:
O – постійний;
I – важкий;
II – середньоймовірний;
III – середній нормальний;
IV – легкий;
V – особливо легкий
Таблиця 2. Коефіцієнт режиму навантаженняРежими навантаження O I II III IV V
Х 1 0,77 0,5 0,5 0,42 0,31
Для коліс, які виконані з сталей, що під часексплуатації не припрацьовуються, />.
Початковий коефіцієнт концентраціїнавантаження /> приймають в залежності відсхеми передачі і коефіцієнта /> (таблиця3).
Для попереднього розрахунку визначимо /> орієнтовано
/> (9)
де /> –коефіцієнт, який приймають з ряду стандартних значень:
0,1; 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63
в залежності від розташування коліс відносноопор:
симетричне розташування 0,4…0,5
несиметричне розташування 0,25…0,4
консольне розташування одного або обох коліс 0,2…0,25
для шевронних передач 0,4…0,63
Менше значення />приймаютьдля передач з твердістю зубців більше, ніж HRC 45.
Таблиця 3. Коефіцієнт /> Твердість зубців колеса НВ
Коефіцієнт /> для схеми передачі (рис. 6) 1 2 3 4 5 6 7 8 0,4
≤350
>350
2,4
1,7
1,9
1,45
1,6
1,3
1,36
1,18
1,2
1,1
1,12
1,06
-
-
-
- 0,6
≤350
>350
3,1
2,05
2,4
1,7
2,0
1,5
1,6
1,3
1,34
1,17
1,24
1,12
1,14
1,07
-
- 0,8
≤350
>350
-
-
-
-
2,4
1,7
1,86
1,43
1,54
1,27
1,4
1,2
1,26
1,13
1,1
1,05 1,0
≤350
>350
-
-
-
-
2,8
1,9
2,15
2,56
1,8
1,4
1,6
1,3
1,4
1,2
1,2
1,1 1,2
≤350
>350
-
-
-
-
3,2
2,1
2,4
1,7
2,1
1,5
1,8
1,4
1,6
1,3
1,3
1,15 1,4
≤350
>350
-
-
-
-
-
-
2,8
1,9
2,4
1,7
2,0
1,5
1,8
1,4
1,4
1,2 1,6
≤350
>350
-
-
-
-
-
-
-
-
2,8
1,9
2,4
1,7
2,0
1,5
1,6
1,3
Отриману міжосьову відстань заокруглюють вбільший бік до стандартного значення з ряду:
40; 50; 63; 71;80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 225; 250; 280; 315 (мм)
/>
Рис. 6.Схеми розташування коліс відносно опор
Визначають попередніосновні розміри коліс
ділильнийдіаметр:
/>
ширину колеса:
/>
Ширину колеса заокруглюють в найближчий бік достандартного числа.
Модуль передачізнаходять за формулою
/> (10)
де /> – для прямозубих;
/> –для косозубих;
/> –для шевронних коліс.
Отримане значення модуля заокруглюють вбільший бік до стандартного з ряду (таблиця 4).
Таблиця 4. Стандартний ряд модулів
Ряд I, мм 1,0 1,25 1,5 2 2,5 3 4 5 6 8
Ряд II, мм 1,75 2,25 2,75 3,5 4,5 5,5 7 9
При твердості НВ≤ 350 m ≥ 1.0 мм;НВ ≥ 400 m≥ 1.5 мм.
Сумарне числозубців /> визначають в залежностівід найменшого кута нахилу зуба
/> (11)
для шевроннихколіс />.
/>Отримане значення /> заокруглюють в менший бікдо цілого числа і визначають дійсне значення кута:
/>
Число зубців шестерні і колеса:
для шестерні
/>
Заокруглюють /> у найближчий бік до цілогочисла.
/> для прямозубих коліс дорівнює 17, а длякосозубих і шевронних />.
Якщо />
/>
Для колісзовнішнього зачеплення />, внутрішнього />.
Кількість зубцівколеса зовнішнього зачеплення /> внутрішнього/>.
Фактичнепередаточне число /> не повинневідхилятись від заданого більш, ніж на 4%.
Діаметри зубчастих коліс:
ділильнідіаметри />
/> (12)
/> (13)
Знак «– «– для зовнішнього зачеплення;
діаметри кілвершин /> і западин />
/> (14)
/> (15)
/> (16)
/> (17)
де />, /> – коефіцієнти коригуванняшестерні і колеса;
/> –коефіцієнт сприймання коригування;
/> –ділильна міжосьова відстань
Визначають силив зачепленні
– окружну />; (18)
– радіальну /> (19)
(длястандартного кута />)
– осьову /> (20)
1.2.4 Перевірочний розрахунок законтактними напруженнями і напруженнями згину
Зубці колісперевіряють за напруженнями згину.
Розрахункове значення напруження згину узубцях колеса:
/> (21)
у зубцяхшестерні
/> (22)
де /> – коефіцієнт, якийзалежить від кута нахилу зубців;
для прямозубихколіс />=1;
для косозубихколіс в залежності від ступеня точності визначається за таблицею 5.
Таблиця 5. Коефіцієнт />Ступінь точності 6 7 8 9
/> 0,72 0,81 0,91 1,0
Попередньознаходять ступінь точності в залежності від швидкості колеса /> за таблицею 6.Таблиця 6. Зв’язок між ступенем точності і окружноюшвидкістю колесаСтупінь точності Граничні окружні швидкості коліс, м/с прямозубі непрямозубі циліндричні конічні циліндричні конічні
6
7
8
9 До 15
– «– 10
– «– 6
– «- 2 До 12
– «– 8
– «– 4
– «– 1,5 До 30
– «– 15
– «– 10
– «- 4 До 20
– «– 10
– «– 7
– «- 3
/> –коефіцієнт концентрації навантаження; для коліс, які припрацьовуються під часроботи />=1; коли навантаженнязмінне
/> (23)
де /> –початковий коефіцієнт концентрації навантаження, приймається за таблицею 7.
Таблиця 7.Коефіцієнт/>
/>
Твердість
зубців колеса НВ
Коефіцієнт /> для схеми передачі 1 2 3 4 5 6 7 8 0,4
≤350
>350
2,01
1,53
1,67
1,34
1,46
1,23
1,27
1,13
1,16
1,08
1,09
1,05
-
-
-
- 0,6
≤350
>350
2,47
1,75
2,01
1,53
1,74
1,38
1,46
1,23
1,26
1,14
1,16
1,08
1,08
1,06
-
- 0,8
≤350
>350
-
-
-
-
2,01
1,53
1,62
1,32
1,41
1,21
1,31
1,16
1,21
1,08
1,08
1,04 1,0
≤350
>350
-
-
-
-
2,28
1,67
1,82
1,42
1,6
1,31
1,46
1,23
1,31
1,16
1,16
1,08 1,2
≤350
>350
-
-
-
-
2,54
1,81
2,04
1,53
1,8
1,42
1,6
1,31
1,46
1,23
1,23
1,11 1,4
≤350
>350
-
-
-
-
-
-
2,28
1,67
2,01
1,53
1,74
1,4
1,6
1,31
1,32
1,16 1,6
≤350
>350
-
-
-
-
-
-
-
-
2,23
1,67
2,01
1,53
1,74
1,38
1,46
1,23
Для коліс, що не припрацьовуються під часроботи, />=/>.
/> – коефіцієнт динамічного навантаження,приймаємо за таблицею 8.
Таблиця 8. Коефіцієнт />
Ступінь
точності
Твердість
зубців колеса НВ
Коефіцієнт /> при окружній швидкості V, м/с Зубці 1 2 4 6 8 10 6 ≤350
Прямі
Косі
-
-
-
-
-
-
1,4
1,15
1,58
1,20
1,67
1,25 >350
Прямі
Косі
-
-
-
-
-
-
1,11
1,04
1,14
1,06
1,17
1,07 7 ≤350
Прямі
Косі
-
-
-
-
1,33
1,11
1,50
1,16
1,67
1,22
1,80
1,27 >350
Прямі
Косі
-
-
-
-
1,09
1,03
1,13
1,05
1,17
1,07
1,22
1,08 8 ≤350
Прямі
Косі
-
-
1,2
1,06
1,38
1,11
1,58
1,17
1,78
1,23
1,96
1,29 9 >350
Прямі
Косі
-
-
1,06
1,02
1,12
1,03
1,16
1,05
1,21
1,07
1,26
1,08 10 ≤350
Прямі
Косі
1,13
1,04
1,28
1,07
1,50
1,14
-
-
-
-
-
- 11 >350
Прямі
Косі
1,04
1,01
1,07
1,02
1,14
1,04
-
-
-
-
-
-
/> – коефіцієнт, що знаходять за формулою:
/> (24)
/> – коефіцієнт форми зуба, знаходять затаблицею 9.
Таблиця 9. Коефіціент />
/>
або
/>
/> при коефіцієнті коригування інструмента /> -0,5 -0,4 -0,3 -0,2 -0,1 +0,1 +0,2 +0,3 +0,4 +0,5 12 - - - - - - - - 3,9 3,67 3,46 14 - - - - - - 4,24 4,0 3,78 3,59 3,42 17 - - - - 4,5 4,27 4,03 3,83 3,67 3,53 3,40 20 - - - 4,55 4,28 4,07 3,89 3,75 3,61 3,50 3,39 25 - 4,6 4,39 4,20 4,04 3,90 3,77 3,67 3,57 3,48 3,39 30 4,6 4,32 4,15 4,05 3,90 3,80 3,70 3,62 3,55 3,47 3,40 40 4,12 4,02 3,92 3,84 3,77 3,70 3,64 3,58 3,53 3,48 3,42 50 3,97 3,88 3,81 3,76 3,70 3,65 3,61 3,57 3,53 3,49 3,44 60 3,85 3,79 3,73 3,70 3,66 3,63 3,59 3,56 3,53 3,50 3,46 80 3,73 3,70 3,68 3,65 3,62 3,61 3,58 3,56 3,54 3,52 3,50 100 3,68 3,67 3,65 3,62 3,61 3,60 3,58 3,57 3,55 3,53 3,52
Зубці коліс перевіряють за контактниминапруженнями.
Умова міцності має вигляд
/> (25)
де />/> – дляпрямозубих коліс;
/>/> – для косозубих, шевронних.
/> – приймають за таблицею 10.
Таблиця 10. Коефіцієнт />
Ступінь
точності Твердість зубців колеса НВ Зубці
Коефіцієнт /> при окружній швидкості V, м/с 1 2 4 6 8 ≥10 6 ≤350
Прямі
Косі
-
-
-
-
-
-
1,17
1,04
1,23
1,06
1,28
1,07 >350
Прямі
Косі
-
-
-
-
-
-
1,10
1,02
1,15
1,03
1,18
1,04 7 ≤350
Прямі
Косі
-
-
-
-
1,14
1,05
1,21
1,06
1,29
1,07
1,36
1,08 >350
Прямі
Косі
-
-
-
-
1,09
1,02
1,14
1,03
1,19
1,03
1,24
1,04 8 ≤350
Прямі
Косі
-
-
1,08
1,02
1,16
1,04
1,24
1,06
1,32
1,07
1,40
1,08 >350
Прямі
Косі
-
-
1,06
1,01
1,10
1,02
1,16
1,03
1,22
1,04
1,26
1,05 9 ≤350
Прямі
Косі
1,05
1,01
1,10
1,03
1,20
1,05
-
-
-
-
-
- >350
Прямі
Косі
1,04
1,01
1,07
1,01
1,13
1,02
-
-
-
-
-
-
1.2.5 Конструктивні розмірициліндричних зубчастих коліс
Зубчасті колесаскладаються з обода, що несе зуби, маточини, що насаджується на вал, і диска,який з'єднує обід з маточиною. При діаметрах /> зубчастіколеса можна виконувати литими зі спицями. Зубчасті циліндричні сталеві колесамалих діаметрів виконують звичайно кованими; при діаметрах до 500 мм– кованими чи штампованими.
Шестірніконструюють у двох виконаннях: окремо від вала (насадна шестірня) і за однеціле з валом (вал-шестірня).
Вал-шестірнювиконують у тому випадку, коли відстань від западини зуба до шпонкового пазавиявляється менше />
Розміризубчастих циліндричних коліс показані на рис. 7.
Діаметр маточинисталевих коліс
/>
Де />діаметр вала.
Діаметр маточиничавунних коліс
/>
Довжина маточини
/>
Товщина ободу
/> але не менш 8 мм.
Товщина диска:
колеса ковані />
колесаштамповані />
колеса литі />
де /> – ширина вінця.
Діаметрцентрового кола
/>
де />внутрішнійдіаметр обода.
Діаметр отворів (ушестірнях малих розмірів отворів не роблять).
/>
Товщина ребер
/>
Фаска
/>
/>
Рис. 7. Циліндричне зубчасте колесо при />
2. Практична частина
Розрахувати косозубу циліндричну зубчаступередачу (рис. 8) за наступними даними:
1. Обертальній момент на колесі /> Н·м.
2. Швидкість обертання колеса />/>.
3. Передавальне число />
4. Час роботи передачі />/> годин.
/>
Рис. 8.Косозуба циліндрична передача
2.1Вибір матеріалів для виготовлення зубчастих коліс і розрахунок допустимихнапружень
Згідно зтаблицею 1 вибираємо для виготовлення колеса – сталь 40Х з термообробкоюполіпшення і твердістю поверхні НВ 235…262 (/> МПа),шестерні – сталь 40Х з термообробкою поліпшення і загартування СВЧ і твердістюповерхні HRC 45…50 (II група матеріалів).
Розрахунокведемо за допустимими напруженнями.
/>
/>
де /> і /> – для колеса;
/> і/> – для шестерні.
Число циклів зміни напружень за час роботипередачі:
для колеса
/>
для шестерні
/>
Середня твердість матеріалів:
колеса
/>
шестерні
/>
Число циклів зміни напружень за графіком (рис. 5):
колеса />
шестерні />
Коефіцієнтидовговічності:
колеса
/>
/>
шестерні
/>
/>
/>томущо /> і />.
/>;/>.
/> увсіх сталей.
Знаходимо втаблиці 1 формули для визначення /> і />:
для колеса
/>
/>
/>
/>
для шестірні
/>;
/>
/> (приймаємо,що />).
З урахуваннямчасу роботи передачі контактні напруження і напруження згину в зубцях:
колеса
/> МПа;
/> МПа.
шестерні
/> МПа.
/> МПа.
Граничні значення допустимих напружень
для колеса
/>
/>
/>
для шестерні
/>
/>
Оскільки передача має косий зуб, розрахунковідопустимі контактні напруження визначаємо за формулою
/>
/>
2.2 Міжосьова відстань
Визначаємо міжосьову відстань за формулою 1, вній /> для косозубої передачі; /> – коефіцієнт концентраціїнавантаження; визначаємо за формулою 8
/>
де Х– коефіцієнт режиму навантаження, для середнього нормального />
/> –початковий коефіцієнт концентрації навантаження, визначаємо за таблицею 3 взалежності від коефіцієнту />, якийрозраховуємо за формулою 9.
/>/>
/> – для симетричного розташуванняпередачі приймаємо 0,4.
/>
/>
/> – обертальний момент на колесі.
/>
Заокруглюємо достандартного значення: />
2.3Попередні основні розміри колеса
ділильне коло
/>/>
ширина />
/>/>
2.4 Модуль передачі
Модуль передачі визначаємо за формулою 10, вякій /> – для косозубих коліс.
/>
/>
Приймаємо ізстандартного ряду />
2.5Сумарна кількість зубців і кут нахилу
Мінімальний кутнахилу знаходимо за формулою 11
/>/>
Сумарна кількістьзубців
/>
Приймаємо ZУ=138/
Дійснезначення кута нахилу зубців
/>/>
Залишаємо косозубу передачу.
2.6Число зубців шестерні і колеса
шестерня
/>/>
Приймаємо />.
/>/>
При цьому фактичне передавальне число
/>/>
Відхилення />від потрібного
/>/>
що можна допустити.
2.7Діаметри коліс
Ділильне коло
шестерні
/>
колеса
/>
Діаметри кілвершин і западин
/>
/>/>
/>
/>
/>/>
/>/>
/>/>
2.8 Сили в зачеплені
окружна
/>/>
радіальна
/>
осьова
/>
2.9Перевірка за напруженнями згину
Перевірка занапруженнями згину проводиться за формулою (21), в якій /> знаходимо за таблицею 5.Попередньо визначимо ступінь точності за швидкостю колеса (таблиця 6)
/>
Ступінь точності– 9, />
/> –знаходимо за формулою (23).
/>/> визначаємоза таблицею 7. />
/>
/> визначимо за таблицею 8./>
/> знаходятьза формулою (24).
/>
/> знаходятьза таблицею 9. />
Тоді
/>
/>
2.10Перевірка зубців коліс за контактними напруженнями
Перевірка зубцівколіс за контактними напруженнями виконується за формулою (25).
/>
Де />
/>/>
/> приймаємоза таблицею 10. />
/>
/>
тобтоумова міцності за контактними напруженнями виконується.
Література
1. Иванов М.Н. Деталимашин.-М.: Высш.шк., 1984. – 336 с.
2. Заблонский К.И. Деталимашин.-К.: Вища шк., 1985. – 506 с.
3. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчети проектирование деталей машин.-Харьков: Віща шк., 1996. – 276 с.
4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструированиеузлов и деталей машин. – М.: Высш.шк.,1985. – 416 с.
5. Кудрявцев В.Н. Деталимашин.-Л.: Машиностроение.1980. – 462 с.
6.Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для ВТУЗов /Чернавский С.А.,Снесарев Г.А., Козинцев Б.С., Боков К.А., Ицкович Г.М., Чернилевский Д.В.-М.:Машиностроение. 1983. – 164 с.
7. Цехнович Л.И.,Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов. Учеб. Пособие. – 2-еизд., перераб и доп. – К.: Выща школа., 1990. – 151 с.