ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 28.03.2024
Просмотров: 25
Скачиваний: 0
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
от заданного
(4.23)
(4.24)
Определяем фактический угол наклона зубьев
(4.25)
Определяем фактические основные геометрические параметры передачи для шестерни и колеса:
- делительный диаметр шестерни и колеса
(4.26)
(4.27)
- диаметр вершин зубьев шестерни и колеса
(4.28)
(4.29)
- диаметр впадин зубьев шестерни и колеса
(4.30)
(4.31)
- ширина венца шестерни и колеса
(4.32)
(4.33)
Округляем значения ширины венца колеса до ближайшего по стандартному ряду, принимаем b3 = 40 мм и b4 = 38 мм
4.4 Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
Проверяем межосевое расстояние
(4.34)
Проверяем пригодность заготовок колёс.
Условие пригодности заготовок колёс
(4.35)
(4.36)Диаметр заготовки шестерни
(4.37)
Толщина диска колеса
(4.38)
Проверяем условия пригодности (4.35) и (4.36)
63,5<125 мм;
42< 80 мм.
Условия прочности выполняются.
Проверяем контактные напряжения
(4.39)где К = 376 – вспомогательный коэффициент для косозубых колес [4];
- окружная сила в зацеплении;
(4.40)
- коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями, в зависимости от окружной скорости и точности передачи [4];
- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи [4];
- окружная скорость колёс
(4.41)
Принимаем степень точности 8, следовательно, по таблице 4.3 [4]
Подставляя полученные значения в формулу (5.39), получаем
, 
(4.42)
.Условие прочности по контактным напряжениям выполняется.
Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса
(4.43)где
= 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [4];
– коэффициент, неравномерности нагрузки по длине зуба [4];
- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи, по таблице 4.3 [4];YF3, YF4 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, определяются по таблице 4.4 [4] в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса, принимаем YF4 = 3,61 и YF3 = 3,74;
- коэффициент, учитывающий наклон зуба;
- допускаемые напряжения изгиба и шестерни;
Допускается недогрузка по напряжениям изгиба.
Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни
(4.44)
Допускается недогрузка по напряжениям изгиба. Условие прочности по напряжениям изгиба выполняется. Представим проектный и проверочный расчеты зубчатой передачи в виде таблиц (таблица 4.1 и таблица 4.2).
Таблица 4.1 – Результаты расчет зубчатой цилиндрической передачи тихоходной ступени редуктора
| Проектный расчет | |||
| Параметр | Значение | Параметр | Значение |
| 1 | 2 | 1 | 2 |
| Межосевое расстояние aw, мм | 125 | Угол наклона зубьев, β | 8,11° |
| Модуль зацепления m, мм | 1,5 | Диаметр делительной окружности: шестерни, d3 колеса, d4 | 54,5 195,5 |
| Ширина венца: шестерни, b3 колеса, b4 | 40 38 | ||
| Число зубьев: шестерни z3 колеса z4 | 36 129 | Диаметр вершин: шестерни, dа3 колеса, dа4 | 57,5 198,5 |
| Вид зубьев | косозубые | Диаметр впадин: шестерни, df3, колеса, df4 | 50,9 191,9 |
Таблица 4.2 – Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи тихоходной ступени редуктора
| Проверочный расчет | ||||
| Параметр | Допускаемые значения,  | Расчетные значения, | Примечания | |
| Контактное напряжение, σH | 514,3 | 504,4 | недогрузка 1,93 % | |
| Напряжение изгиба | σF3 | 294,1 | 219,2 | недогрузка |
| σF4 | 256,0 | 211,6 | недогрузка | |
5. Расчет цепной передачи
Проектный расчет
Определим шаг цепи
(5.1)где Т3=461,11 Н·м – вращающий момент на ведущей звездочке.
– коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы передачи :
; (5.2)
— число зубьев ведущей звездочки
(5.3)
принимаем 
.где u — передаточное число цепной передачи
=29,71 — допускаемое давление в шарнирах цепи, МПа, 
– число рядов цепи. Для однорядных цепей типа ПР 
.
.Округляем полученное значение до ближайшего стандартного шага цепи
Определяем число зубьев ведомой звездочки:
(5.4)
принимаем
.Определяем фактическое передаточное число
и проверяем его отклонение 
от заданного u:
(5.5)
; (5.6)
.Определяем оптимальное межосевое расстояние a, мм.