Определение геометрических размеров колес. Расчет межосевых расстояний

Для того чтобы обеспечить технологичность конструкции, наибольшую достижимую точность обработки колес и монтажа их, высокий КПД выбрана передача цилиндрическими прямозубыми колесами внешнего зацепления.

В задании требуется минимизировать конструкцию, поэтому выбираем материалы со средними механическими характеристиками [2]: для шестерни сталь 45,с твердостью НВ 230, термическая обработка-улучшение, для зубчатого колеса – сталь 45, твердость НВ 210, термическая обработка-улучшение. Для пары зубчатых колес, передаточное отношение которых известно и равно [7] необходимо назначить число зубьев малого колеса Z и определить число зубьев ведомого колеса [7].

Назначим модуль трибки двигателя, равный 0.3. Зная, что делительный диаметр окружности . Число зубьев трибки равно

Число зубьев ведомого колеса . Из конструктивных соображений зададим число зубьев шестерней и зубчатых колес следующими:

, ; ;

, ; ;

, ; ;

, ; ;

, ; .

Расчет модулей зубчатых колес осуществляется по методике, изложенной в [3].

Модуль зубчатых колес определим из условия прочности зуба на изгиб. В малонагруженных передачах модуль выбирают из конструктивных соображений. Из условий прочности зуба на изгиб модуль зубчатого колеса в мм можно определить по формуле [7]:

> , (6)

где  - модуль зубчатого колеса,

- коэффициент запаса, принимается для прямозубых колес равным 1.4;

M - крутящий момент, действующий на рассматриваемое колесо, [Н ·мм];

- коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колеса, принимают  = 1...1,15, для нешироких колес значения  меньше;

- коэффициент, равный отношению ширины зубчатого венца к модулю , его значение лежит в пределах 3 , меньшие значения выбирают для малогабаритных колес;

 - число зубьев колеса, для которого рассчитывается модуль;

Y_F- коэффициент формы зуба, зависит от числа зубьев рассчитываемого колеса значение которого при =50...100 лежит в диапазоне 3,73...3,75;

- допускаемое напряжение материала зуба на изгиб для колес из пластичных материалов (НВ 350) и цветных металлов

Т.к. материалы сопрягающихся колес разные, то рассчитывается на прочность то колесо, для которого больше величина .

Допускаемое напряжение материала на изгиб определяется по формуле:

,

где -предел выносливости материала колеса при симметричном цикле нагрузки. n – коэффициент запаса, примем 1.3 [3]  Предел выносливости материалов зубчатых колес и шестерней определяется по формулам [3]:

, (7)

где - предел прочности при растяжении, МПа; Предел прочности при растяжении определим по таблице, приведенной в [11]:

МПа.

Расчет предела выносливости материалов зубчатых колес и шестерней:

МПа.

Находим допускаемые изгибные напряжения для колеса и шестерни:

;

Расчет крутящих моментов, действующих на рассчитываемые колеса:

 (8)

Предварительно принимая , , вычислим модуль зубчатого зацепления для последнего колеса: мм. По ГОСТ 9563-75, округляя до стандартного большего значения, принимаем . Произведем расчет межосевых расстояний.

Межосевое расстояние А в передачах цилиндрическими зубчатыми колесами вычисляется по следующей формуле[2]:

, (9)

где -число зубьев шестерни;

 -число зубьев колеса.

Расчет межосевых расстояний всех ступеней редуктора:

;

;

;

;

;

;