Тогда

Уточняем значение угла наклона зубьев:

угол  = 12°50'.

Основные размеры шестерни и колеса.

Диаметры делительные

;

;
Проверка мм.

Диаметры вершин зубьев





Ширина колеса = .

Ширина шестерни .
Коэффициент ширины шестерни по диаметру


Окружная скорость колес



Степень точности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки


По табл. 3.5 при = 1,25, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении колес (учет натяжения клиноременной передач) коэффициент

.

По табл. 3.4 при v = 4.9 м/с и 8-й степени точности коэффициент  1,09.

По табл. 3.6 при скорости менее 5 м/с коэффициент

Таким образом,


Проверяем контактные напряжения по формуле:

МПа
что менее [ . Условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная =

---

радиальная =2.375 = 0.885

осевая 12°50 =0.52

Коэффициент нагрузки

По табл. 3.7 при , твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент KF  1,59. По табл. 3.8 для 8-й степени точности и скорости до 3-8 м/с коэффициент

Таким образом,

Коэффициент, учитывающий форму зуба, YF зависит от эквивалентного числа зубьев

у шестерни =

у колеса = 591

Коэффициенты = 3,84 и = 3,60.
Определяем коэффициенты и по формуле

= 1 - = 0.91;


где средние значения коэффициента торцового перекрытия = 1,5; степень точности n = 8.
Допускаемое напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле:


По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом

---

цикле изгиба

Для шестерни

для колеса

Коэффициент безопасности =  "

По табл. 3.9 ' = 1,75 для стали 45 улучшенной; коэффициент ' = 1 для

поковок и штамповок. Следовательно, = 1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни = 267 МПа

для колеса = 298 МПа

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем эти отношения:

для шестерни 69.5 МПа

для колеса 83 МПа

Проверку на изгиб проводим для колеса:

= 0.18<206 Мпа.
Условие прочности выполнено.

4 Проектировочный расчёт зубчатых передач и определение усилий в зацеплении
5 Предварительный расчёт валов

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

• 
  Ведущий вал
  

Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжения

= 25 МПа по формуле:

---

согласно ГОСТ 12080-66

Выбираем МУВП по ГОСТ 21424 — 75 с расточками полумуфт под = 42 мм и = 22 мм. Примем под подшипниками d_п1 = 25 мм, а также

конца выходного конца вала

• 
  Ведомый вал
  

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем = 20 МПа. Диаметр выходного конца вала



Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: = 38 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п2 = 40 мм под зубчатым колесом, d_к2 = 45 мм.

Длина выходного конца вала:

6 Конструирование зубчатых колес передачи
7 Расчёт конструктивных размеров корпуса редуктора

• 
  Толщина стенок корпуса и крышки
  

????=0,025????_????+1=0,025⋅112+1=3.8 мм;

????1= 0,02????_????+1=0,02⋅112+1=3.24 мм.

• 
  Толщина фланцев поясов корпуса и крышки
  

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

????=1,5????=1,5⋅3.8=5.7 мм – верхний пояс корпуса

????₁=1,5????₁=1,5⋅3.24=4.86 мм – верхний пояс крышки

????=2,35????=2,35⋅3.8=8.93 мм. – нижний пояс крышки

• 
  Диаметры болтов:
  

Фундаментные

d₁= (0.03÷0.036)????_???? +12= (0.03÷0.036) ⋅112 +12=15.36÷16 мм; принимаем болты с резьбой М16;

Болты крепящие крышку к корпусу у подшипников

d₂= (0.7÷0.75) d₁= (0.7÷0.75) ⋅ 16=11.2÷12 мм; принимаем болты с резьбой М12;

Болты соединяющие крышку с корпусом

????3= (0.5÷0.6) ????1= (0.5÷0.6) ⋅16=8 ÷9.6 мм; принимаем болты с резьбой M8.

8 Первый этап компоновки

Первый этап компоновки служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

---

Зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса: ????1=1,2????=1,2⋅3.8=4.56 мм.

Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса:
????=????=3.8 мм.

Принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса:

????=????=3.8 мм.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники, габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников ????_п1=20мм и ????_п2=40 мм.

Шарикоподшипник радиальный однорядный средней серии:



Шарикоподшипник радиально-упорный однорядный легкой узкой серии:

• 
  Смазывание подшипников
  

При v > 3 м/с смазывание подшипников качения сателлитов и центральных колес обеспечивается разбрызгиванием масла. При меньших значениях v для смазывания подшипников применяют пластичные смазочные материалы, закладываемые при сборке в полости подшипников, в которые устанавливают мазеудерживающие шайбы

????₁=100,7 мм; ????₂=109,2 мм.

Принимаем окончательно ????₁ = ????₂ = 84 мм

Глубина гнезда подшипника ????_г=1,5????;

Для подшипника 304: ????_г =22,5

для подшипника 36208: ????_г=27 мм.

Толщину фланца Δ крышки подшипника принимают примерно равной диаметру ????₀ отверстия; в этом фланце Δ = 16 мм.

Высоту головки болта примем 0.7⋅????_б=0,7⋅16=11.2 мм.

Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм.

Таким образом,

????=????+5=34.5+5= 39.5 мм [2].

????3=72.81 мм. = 73

1 Определение нагрузки на валы, предварительный подбор

подшипников и проектирование валов

• 
  Ведущий вал:
  

Силы, действующие в зацеплении:

---

Смотрите также файлы

• Кафедра Направление подготовкиСпециальность Рейтинговая работа.docx

• Заполнить таблицу Методики, диагностирующие психологическую готовность ребенка к школе.docx

• Общие результаты выполнения комплексной работы 2х классов.docx

• Verb come preposition.docx

• 3 часов 6 часов Вопрос Срок лишения специального права составляет от Тип ответа Одиночный выбор 1 месяца до 3 лет.doc