Дипломная работа: Расчет и проектирование зубчатых передач
F=0.8*m*z – для эвольвентных зубьев, где m – модуль , z – количество зубьев;
F=
- для треугольных зубьев;
r – радиус закругления, мм; f – радиус фаски, мм; Dв – наружный диаметр зубьев вала, мм; dа – диаметр отверстия шлицевой втулки;
rср =
- для прямобочных (прямоугольных) зубьев;
rср =0,5*d – для эвольвентных и треугольных зубьев;
[
] – допускаемое напряжение на смятие.
1)Шлицы на валу-рессоре, идущему от двигателя возьмем эвольвентными:
эв.60×2×28.
Посчитаем эти шлицы на смятие:
Мкр =269,556 Нм = 269,556*103 Нмм;
[] =220 
(для стали 30ХГСА); 
= 80о ;
F= 0,8*2*28=44,8 мм; l=34 мм;
rср = 
мм;
da = do - x = m*z*cos
- х = 2*28*cos30o -1 = 47.5 мм;
= 
= 75.5 < [] = 220 ;
Напряжение смятия меньше предельно допустимого почти в 3 раза, следовательно, выбранные шлицы эвольвентного профиля будут нормально работать при таких нагрузках.
2)Шлицы от колеса z3 , которые передают крутящий момент на ступень перебора (z4 ): эв. 85×2,5×32.
Мкр = Ft *r3 =5990*0.126 = 754.74 Нм, l = 22 мм (берем из чертежа);
[] = 300 (для стали 12×2НЧА), = 30о ;
da = do -X = m*z*cos-X = 2*32*cos30o – 1.25 = 54.18 мм;
rср = 
мм;
F = 0.8*m*z= 0.8*2*32 = 51.2 мм;
= 
< [] = 300 .
Следовательно, не превышает допустимого значения.
3)Шлицы, передающие крутящий момент от колеса z6 на главный вал, берем эвольвентные: эв. 95×2,5×36.
Мкр = Ft *r6 = 9875*0.126 = 1244,25 Нм;
l = 22 мм; m = 2.5; z = 36; Dc = 95 мм; X = 1.25 мм.
da = dc – X = m*z*cos30o – 1.25 = 2.5*36*cos30o – 1.25 = 76.7 мм;
rср = 
мм;