Расчет закрытой цилиндрической передачи

     3. Выполнить проектный и проверочный расчеты для закрытой

     цилиндрической косозубой передачи. 

     Дано: ;  кВт;  c^-1; Нм;

             кВт;  c^-1;   Нм. 

     3.1. При симметричном расположении шестерни относительно опор и постоянной нагрузке принимаем коэффициент ширины венца колеса по делительному диаметру [1]. Коэффициент ширины венца колеса по межосевому расстоянию вычисляется по формуле 

.                                                    (9) 

 

     3.2. Находим коэффициенты , [1] - учитывают неравномерность распределения нагрузки по длине зуба.

     При симметричном расположении шестерни и  Þ ; .

     3.3. Определяем межосевое расстояние  передачи: 

,                            (10) 

где Т₁ − крутящий момент на шестерне, Нм; − меньшее допускаемое контактное напряжение, Па. 

 

     Округляем межосевое расстояние до 1 ряда. Принимаем  мм. 

     3.4. Определяем нормальный модуль зубьев 

 

. 

     По  ГОСТ 9563-60 принимаем m_n = 3 мм. 

     3.5. Предварительно задаемся углом наклона зубьев: b = 10⁰. 

     3.6. Вычисляем суммарное число зубьев: 

. 

     Число зубьев шестерни и колеса: 

;  ; 

. 

     3.7. Вычисляем фактический угол наклона зубьев 

 

     3.8. Вычисляем передаточное число цилиндрической передачи (отклонение от i до 2 %): 

. Отклонение от i 2 %, что допустимо. 

     3.9. Вычисляем основные геометрические размеры передачи 

     а) диаметры делительных окружностей: 

шестерни  

мм; 

колеса  

мм; 

     б) фактическое межосевое расстояние: 

 мм. 

Расхождение с составило 0.03 %, что допустимо (2 %). 

     в) диаметры окружностей вершин: 

шестерни  

мм; 

колеса 

мм. 

     Полученные  диаметры и должны соответствовать принятым диаметрам заготовок. 

     г) ширина венца колеса: 

 мм; 

     шестерни 

 мм = 72 + 3 = 75 мм.

     3.10. Вычисляем окружная скорость зубчатых колес: 

     

 м/c. 

Принимаем 8-ую степень точности. 

     3.11. Вычисляем окружную силу: 

 Н. 

     3.12. Принимаем коэффициенты динамической нагрузки: ; , ;  ;  . 

     3.13. Вычисляем расчетное контактное напряжение: 

 

Недонапряжение  составило 2,5%, что допустимо. 

     3.14. Вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса 

, 

 

     3.15. Выбираем коэффициент формы зуба [1] 

           Для шестерни: ;

           Для колеса: . 

     3.16. Вычислим сравнительную характеристику прочности зубьев на изгиб:

           шестерни:  МПа; 

           колеса: МПа. 

     Проверочный расчет необходимо вести по колесу, зубья которого менее прочны на изгиб. 

     3.17. Вычисляем расчетное напряжение изгиба в основании ножки зуба колеса.

 

= 79,6 МПа  <

МПа, 

т. е. прочность  зубьев колеса на изгиб обеспечена.