Диаметры окружностей вершин d_a и впадин зубьев d_f:

• 
  шестерни d_a1 = d₁ + 2m; d_f1 = d₁ – 2,5m;
  
• 
  колеса d_a2 = d₂+ 2m;d_f2 = d₂ – 2,5m.
  

Ширину шестерни в₁(мм) принимают по соотношению в₁/в₂,

где в₂ – ширина колеса.

При в₂ …….. до 30; св. 30 до 50; св.50 до 80; св.80 до 100

в₁/в₂…. 1,1; 1,08; 1,06; 1,05.

Полученное значение в₁ округляют до целого числа.

Определяем размеры колес:

• 
  шестерни d₁ = 48 мм;
  

• 
  колеса d₂ = 2·150 – 60 = 240 мм.
  

Диаметры окружностей вершин зубьев:

• 
  шестерни d_а1 = 60 + 2·1,25 = 62,5 мм;
  
• 
  колеса d_а2 = 240 + 2·1,25 = 242,5 мм.
  

Диаметры окружностей впадин зубьев:

• 
  шестерни d_f1 = 60 – 2,5·1,25 = 56,875 мм;
  
• 
  колеса d_f2 = 240 – 2,5· 1,25 = 236,875 мм.
  
• 
  Ширина колеса в нашем случаи в₂ = 48 мм, тогда
  

в₁ = 48·1,08 = 51,84 мм.

• 
  Полученное значение в₁ округляют до целого числа в₁ = 52 мм.
  
• 
  Высота головки зуба h_а = m= 1,25 мм.
  
• 
  Высота ножки зуба h_f = 1,25·m = 1,25·1,25 = 1,56 мм.
  
• 
  Высота зуба h = h_a + h_f = 1,25 + 1,56 = 2,81 мм.
  
• 
  Окружной шаг ρ = πm = 3,14·1,25 = 3,92 мм.
  
• 
  Толщина зуба s, равная ширине впадины е, т.е.
  

s = e = 0,5ρ = 0,5·4,71 = 1,96 мм.

Радиальный зазор между зубьями с = 0,25m = 0,25·1,25 = 0,3125 мм.

Силы в зацеплении

В прямозубом зацеплении действуют окружная , радиальная силы.

α = 20° – стандартный угол зацепления. Для стандартного угла tgα = tg20° = 0,364.

В результате расчётов получим:

Окружная сила F_t Н,

радиальная сила F_r = Н.

Степень точности зацепления,

Степень точности передачи определяют по таблице 20 [Р. 10] в зависимости от окружной скорости колеса

Окружная скорость прямозубого колеса

V = (3,14·240·110) /60000 = 1,3 м/с,

По окружной скорости определяем 9-ю пониженную степень точности зацепления.
3.5 Проверочный расчет зубьев колеса

---

Проверочный расчет производится по методикам, определенным ГОСТ 21354-87 «Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность».

Проверка зубьев прямозубых колес по напряжениям изгиба зубьев

Условие прочности σ_F ≤ 1,1 [σ ]_F, где σ_F – расчетное (действительное) напряжение изгиба.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

σ_F2 = ,

где К_Fα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для колес с углом β > 0° принимают К_Fαв зависимости от степени точности:

степень точности 6 7 8 9

К_Fα 0,72 0,81 0,91 1,0;

Y_β = 1 – (β°/140) – коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба (Y_β = 1-(0/140) 1);

К_Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; для приработанных зубьев колес и скорости V ≤ 15 м/с, К_Fβ = 1;

К_FY – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, принимают для прямозубых колес при твердости зубьев ≤ 350 НВ – 1,4; > 350 НВ – 1,1;

Y_F – коэффициент формы (прочности) зуба, принимают по эквивалентному числу зубьев z_V = z/cos³β, по таблице.

Для шестерни при z_V ≈ 48 – Y_F1 = 3,65, для колеса z_V ≈ 192 – Y_F2 = 3,59.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни

σ_F1 = .

Расчетные напряжения изгиба могут отклоняться от допускаемых

σ_F ≤ 1,1 [σ]_F.

Используя формулы (2.31) и (2.32), получим

σ_F2 = Н/мм²;

σ_F1 = Н/мм².

Условия прочности для прямозубых зубьев по напряжениям изгиба выполняются так как

σ_F2 = 180 Н/мм²< [σ]_F2 = 242 Н/мм²;

σ_F1 = 183 Н/мм²< [σ ]_F1 = 242 Н/мм².
Проверка зубьев прямозубых колес по контактным напряжениям

Условие прочности σ_Н = (0,9...1,05) [σ]_Н.

Расчетное контактное напряжение для прямозубых колес

σ_Н = 436 ,

где К_Нα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для прямозубых колес К_Нα = 1;

К_Нβ – коэффициент концентрации нагрузки, для приработанных зубьев колес и скорости V ≤ 15 м/с, К

---

_Нβ = 1;

К_НV – коэффициент динамической нагрузки, для прямозубых колес при твердости зубьев ≤ 350 НВ – 1,2; > 350 НВ – 1,05;

u - передаточное число.

Используя формулу, получим для косозубой передачи

σ_Н = 436 Н/мм².

σ_Н = (0,9...1,05) [σ ]_Н = (0,9.. 1,05) 490 = (441…515) Н/мм².

Условие прочности зубьев по контактным напряжениям для прямозубой передачи выполняется, так как расчётное напряжение укладывается в диапазон допускаемого.

Результаты расчета цилиндрической прямозубой передачи приведены в таблице 3.5.1.

Таблица 3.5.1 - Результаты расчета прямозубой передачи

Наименование параметров и размерность	ООбозначение	ВВеличина
Допускаемое контактное напряжение, Н/мм2	[σ]н	490
Допускаемое напряжение изгиба для колеса, Н/мм2	[σ]F2	242
Допускаемое напряжение изгиба для шестерни, Н/ мм2	[σ]F1	242
Межосевое расстояние, мм	а	150
Модуль передачи (зацепления), мм	m	1,25
Угол наклона зубьев колес, град	β	0
Число зубьев шестерни	z1	48
Число зубьев колеса	z2	192
Фактическое передаточное число	иф	4,0
Делительный диаметр шестерни, мм	d1	60
Делительный диаметр колеса, мм	d2	240
Диаметр окружности вершин зубьев шестерни, мм	dа1	62,5
Диаметр окружности вершин зубьев колеса, мм	dа2	242,5
Диаметр окружности впадин зубьев шестерни, мм	df1	56,875
Диаметр окружности впадин зубьев колеса, мм	df2	236,875
Ширина зубчатого венца шестерни, мм	в1	52
Ширина зубчатого венца колеса, мм	в2	48
Высота головки зуба, мм	ha	1,25
Высота ножки зуба, мм	hf	1,56
Высота зуба, мм	h	2,81
Окружной шаг, мм	ρ	3,92
Толщина зуба, ширина впадины, мм Радиальный зазор, мм	s = e с	1,96 0,3125
Окружная сила, Н	Ft	2150
Радиальная сила, Н	Fr	782
Расчетное напряжение изгиба, Н/мм2:
зубьев шестерни	σF1	183
зубьев колеса	σF2	180
Расчетное контактное напряжение зубьев, Н/мм2	σн	461

---

3.5 Проектировочный расчет входного вала.

3.6.1 Расчетная схема.
Исходные данные:

вращающий момент на входном валу Т₁ = 66,7 Н·м;

ширина шестерни в₁ = 52 мм – для прямозубой передачи.
3.6.2 Геометрические размеры входного вала

Минимальный диаметр вала рассчитывается из условия только на кручение, по пониженным допускаемым касательным напряжениям [τ] по формуле:

d = = мм,

округляем до стандартной величины по таб. 1 в большую сторону d = 26 мм, где [τ] = 15…25 Н/мм²;

Т₁– вращающий момент на входном валу в Н·мм.

Диаметр вала для установки подшипников d_П

d_П = d + 2t_цил = 26 + 2·3,5 = 33 мм, принимаем d_П = 35 мм,

где t_цил = 3,5 мм определяется по таблице 35.

Рассчитанный диаметр цапфы вала под подшипники d_П округляется до значения, кратного 5.

Диаметр буртика подшипников d_БП

d_БП = d_П + 3r = 35 + 3·2 = 41 мм, округляем до d_БП = 42 мм,

где r = 2 мм определяется по таблице 35.

Для эскизной компоновки передачи можно принимать (с последующим уточнением):

длину посадочного конца вала ℓ_МБ = 1,5d = 1,5 · 26 = 39 мм;

длину промежуточного участка ℓ_КБ = 1,4d_П = 1,4 · 35 = 49 мм.

Ширина буртиков подшипников уточняется после определения размеров вала; окончательные размеры ℓ_КБ, ℓ_МБ – определяются при конструировании крышек подшипников, выбора типа уплотнения и муфты, конструировании корпуса редуктора.
3.6.3 Проектировочный расчет выходного вала
Тихоходные валы имеют концевые участки, участки для установки подшипников, колес и распорной втулки, буртики подшипников и колеса. Выходной вал В2 имеет цилиндрический консольный концевой участок длиной ℓ_МТ диаметром d, промежуточный участок ℓ_КТ диаметром d_П, участок (цапфу) для установки подшипников диаметром d_П, участки диаметром буртика d_БП для упора во внутренние кольца подшипников. В средней части вала на шпонке установлено цилиндрическое косозубое колесо z₂, которое с одной стороны упирается в буртик вала d_БК, а с другой - во втулку.
3.6.4 Расчетная схема. Исходные данные:

вращающий момент на выходном валу Т₂ = 258 Н·м;

ширина венца косозубого колеса

---

в₂ = 48 мм.
3.6.5 Геометрические размеры выходного вала

Диаметр вала

d = = мм,

округляем диаметр вала до 42 мм, в большую сторону до стандартного числа по табл. 1;

где Т₂ – вращающий момент на выходном валу в Н·мм;

[τ] – 15…25 Н/мм² – допускаемое напряжение на кручение, принимаем

[τ] = 20 Н/мм².
Диаметр вала для установки подшипников d_П

d_П = d + 2t_цил = 42 + 2 · 3,5 = 49 мм,
где t_цил = 3,5 мм определяется по таблице 35 .

Рассчитанный диаметр d_П округляется до значения, кратного 5, т.е.

d_П = 50 мм.

Диаметр буртика для подшипников d_БП:

d_БП = d_П + 3r = 50 + 3 · 2,5 = 57,5 мм,

где r = 2,5 мм определяется по таблице 35.

Диаметр буртика для колеса d_БК = d_К + 3f = 58 + 3 · 1,2 = 61,6 мм,

где d_К = d_БП = 58 мм – диаметр участка вала для посадки колеса;

f = 1,2 мм определяется по таблице 35.

Длина посадочного конца вала

ℓ_МТ = 1,5 d = 1,5 · 42 = 61 мм.

Длина промежуточного участка

ℓ_КТ = 1,2 d_П = 1,2 · 50 = 60 мм.

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляется зазор а(рис. 2.5),определяемый по формуле: а = + 3 мм, где L = d₁ + d₂ – расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм.

Для прямозубой передачи d₁ = 60 мм, d₂ = 240 мм,

а = +3 = 9,69 = 10 мм.




Рисунок 3.1 - Схема компоновки редуктора


3.6.6 Выбор подшипников валов
В соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин для опор валов прямозубых колес, в зацеплении которых действуют окружная и радиальная сила, цилиндрических редукторов применяют чаще всего шариковые радиальные однорядные подшипники (ГОСТ 8338-75). Первоначально принимают подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность подшипника легкой серии окажется недостаточной, принимают подшипник средней серии (таблица 38).

В цилиндрической прямозубой передаче действуют окружная

---

Смотрите также файлы

• Обязанности гипа.docx

• Методические рекомендации по пожарностроевой подготовке, 2005 г. Развернутый план занятия.docx

• Механике (Детали машин и основы конструирования) принадлежит ведущая роль среди других отраслей народного хозяйства. На основе развития механики осуществляется механизация и автоматизация производства.docx

• Контрольная работа методика обучения и организация проведения соревнований в беге на 200м. Представляется для защиты Исполнитель.docx

• Инклюзивное образование в Республике Беларусь.docx