Файл: Vedula - kursovaia.doc

[1]§4.2 стр.41

де: - границя контактної витривалості поверхонь зубів.

[1]стр.48 табл.4.1

;

;

- коефіцієнт безпеки за контактними напругами.

Приймаю:

= при поліпшенні та нормалізації. [1] стр.49

- коефіцієнт довговічності, який враховує вплив строка служби та режиму навантаження передачі.

Для довгопрацюючої передачі приймаємо: = [1] стр.49

;

;

За допустиму розрахункову контактну напругу для прямозубих передач приймаємо меньше значення із двох одержаних значень.

==

4.2.2. Допустимі напруги згину:

; [1] стр.50 ф.4.7

де: - границя витривалості зубів по злому:

= 1,8 НВ [1] стр.48 табл.4.2

= 1,8 НВ₁ = ;

= 1,8 НВ₂ = ;

Приймаю: = для поковок; [1] стр.50

- коефіцієнт, що враховує вплив двохстороннього, прикладання навантаження;

Для нереверсивної передачі = [1] стр.50

- коефіцієнт довговічності;

Для довгопрацюючої передачі = ; [1] стр.50

;

;

4.3. Міжосьова відстань :

; [1] стр.55 ф.4.17

де: К_а - розрахунковий коефіцієнт, для зовнішнього зачеплення +;

К_а = 49,5 для прямозубих коліс; [1] стр.55

U_ред = ; Т₂ = Т_2ред = Нм_;

К_нβ – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця зубчастого колеса.

Приймаємо: К_нβ = при проектному розрахунку. [1]стр.55

Ψва - коефіцієнт ширини вінця зубчастого колеса відносно міжосьової відстані.

; [1] стр.55

Ψва = ; [1] стр.56; табл.4.10.

= ;

Отриману розрахункову міжосьову відстань заокруглюємо по ГОСТу 2185-66. [1] стр.57 табл.4.12

Приймаємо: = мм, за ГОСТ 2185-66.

4.4. Визначаємо ширину вінця зубчастого колеса та шестерні:

[1] стр.56 ф. 4.19

Ширину шестерні призначено на 3-5 мм більше ширини колеса для компенсації похибки установки.

;

Приймаємо ширину колеса та шестерні по стандартному ряду лінійних розмірів R_A40. [1] стр.315 ПЗ

Приймаю: ; ;

4.5. Визначаємо модуль зачеплення прямозубої передачі.

; [1] стр.57 ф.4.20а

Отримане значення модуля приймаємо за ГОСТом 9563-60;

= мм [1] стр.57 табл.4.13

4.6. Визначення числа зубів в передачі.

4.6.1. Сумарна кількість зубів:

;

Приймаємо:

4.6.2. Визначаємо кількість зубів шестерні:

[1] стр.58 ф.4.24

Заокруглюємо Z₁ до цілого числа. Приймаємо: Z₁=

4.6.3.Кількість зубів колеса:

[1] стр.58 ф.4.25

4.6.4. Фактичне передаточне відношення редуктора.

4.7. Діаметри ділильних кіл шестерні та колеса.

Рахуємо з точністю до десятитисячних.

d₁=m_nz₁= [1] стр.58 ф.4.26

d₂=m_nz₂=

4.8. Уточнена міжосьова відстань.

[1] стр.58

4.9. Перевірка передачі на міцність по контактних напругах та напругах згину.

4.9.1. Колова швидкість в зачепленні.

[1] стр.59 ф.4.28

V₁ = V₂. Умова рівномірного обертання без ковзання виконується.

4.9.2. Визначення ступеня точності виготовлення зубчастих коліс.

По таблиці 4.7. рекомендується 9 ступінь точності виготовлення зубчастих коліс, але для зменшення динамічних навантажень приймаю 8 ступінь точності

[1] стр.59 табл.4.7

4.9.3. Коефіцієнти навантаження. [1] стр.50 ф.4.3

, де:

- коефіцієнт_; що враховує нерівномірність розподілу навантаження між зубами.

- коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця зубчастого колеса, що пов'язана з деформацією валів та самих зубчастих коліс.

- коефіцієнт, що враховує динамічне навантаження, яке виникає в зачепленні.

4.9.3.1. Коефіцієнт навантаження по контактних напругах.

Приймаю: для прямозубих коліс; [1] стр.51

; [1]стр.52 табл.4.5

; [1]стр.54 табл.4.8

=

4.9.3.2. Коефіцієнт навантаження по контактних напругах.

;

; [1]стр.51

; [1]стр.53 табл.4.6

; [1]стр.55 табл.4.9

4.9.4. Робочі контактні напруги

[1] стр.59 табл.4.30

мм; Нм;

; мм;

; ;

4.9.5. Визначаємо перевантаження або недовантаження у відсотках.

що допустиме з точки зору міцності.

4.9.6. Фактична напруга згину на колесі.

; [1] стр.59 ф.4.31

4.9.6.1 .Коефіцієнти форми зуба .