Проектирование передаточного механизма. Брицкий В.Д - 26 стр.

UptoLike

ВУЗ: 

Университет ИТМО | Санкт-Петербург

Составители: 

Рубрика: 

24
Выбираем число зубьев шестерни z
1
=20.
Определим модуль передачи
7,953
0,3976
20
m ≈ =
мм.
Округляем величину модуля вверх до ближайшего стандартного значения
m = 0,4 мм.
Определим ориентировочное значение межосевого расстояния a
w
:
3
2 2
0,1 1,07
495 (2,5 1) 14,2
2,5 0,143 466,4
w
a
⋅
= ⋅ + =
⋅ ⋅
мм,
где коэффициент
2,0 0,25
0,143
2,5 1
ba
ψ
= =
+
;
Проверка:
20 50
0,4 14,0
2
w
a
+
= ⋅ =
мм.
2. Расчет на выносливость зубьев при изгибе:
Коэффициент
1,15
F
K
β
=
(график рис.4.3).
Базовый предел выносливости зубьев при изгибе
0
lim
1,75 250 437,5
F b
σ
= ⋅ =
МПа.
Допускаемое изгибное напряжение
0,4 437,5 1,0 175,0
FP
= ⋅ ⋅ =
МПа.
Коэффициент смещения выбираем x = 0.
Коэффициент формы зуба
FS
Y
=
(график рис.4.4).
Ориентировочное значение модуля m, при заданном параметре
bd
ψ
:
3
2
0,1 1,15 4,07
14,0 0,3085
2,5 20 0,25 175,0
m
⋅ ⋅
= ⋅ =
⋅ ⋅ ⋅
мм.
Ориентировочное значение модуля при заданном межосевом расстоянии
a
w
:
0,1 (2,5 1,0) 4,07
1400,0 0,1628
2,5 14,0 2,0 175,0
m
⋅ + ⋅
= ⋅ =
⋅ ⋅ ⋅
мм,
где принята ширина зубчатого венца
2,0
w
b
мм;
Сравнивая расчеты 1 и 2, принимаем модуль передачи m = 0,4 мм (табл. 4.1).
Примечание:
При твердости материала зубчатых колес HB ≤ 350 габариты эвольвент-
ной зубчатой передачи определяется контактной прочностью зубьев, а при
большей твердости – прочностью на изгиб.
4.5. Геометрический расчет зубчатых передач
Формулы и примеры расчета геометрических параметров цилиндрических
колес приведены в табл. 4.5 [6].
Исходными данными для расчета являются следующие параметры: числа
зубьев колес z
1
, z
2
; нормальный расчетный модуль m (табл.4.1); угол наклона
зубьев β; параметры нормального исходного контура для передач с 0,1 ≤ m < 1
(табл. 4.6); коэффициенты смещения x
1
и x
2
.

Страницы