- •1) Задание на проектирование.
- •2)Кинематический расчет передачи /Рис. 1/
- •3) Выбор материалов и их характеристика
- •Механические характеристики материалов
- •4) Проектный расчет на контактную усталость /Рис. 2/
- •5) Определение основных параметров зацепления.
- •6.Проверочный расчет на контактную усталость
- •7.Проверочный расчет зубьев на изгиб.
- •8.Предварительный расчет валов
- •9.Подбор и проверка шпонок
- •10.Эскизная компоновка передачи
5) Определение основных параметров зацепления.
1) Определяем модуль зацепления по эмпирическому соотношению.
m=(0,01 0,02) =(0,01 0,02) 112=1,12 2,24 (мм)
Согласуя со стандартом ( [1] ,стр. 36),принимаем
m=2 мм
2) Суммарное число зубьев шестерни и колеса
= = =112
3) Число зубьев шестерни
= = =20
4) Число зубьев колеса
= - =112-20=92
5) Проверяем фактическое межосевое расстояние и фактическое передаточное отношение
= = =112
U= = =4,6 = %=4,0%
Расхождение с принятым ранее номинальным передаточным 4,0=4,0 что допустимо
6) Определяем размеры шестерни и колеса. Диаметр делительной окружностей
=m =2 =40 мм; =m =2 =184
Диаметры окружностей выступов
= +2m=40+2 =160; = +2m=184+2 =736
Диаметры окружностей впади
= -2m=40-2,5 =35; = -2,5m=92-2,5 =87
Высота зуба h=2,25 =2,25 =4,5 мм
Ширина колеса = =0,25 110=28 Ширину шестерни обычно делают 2 5 мм больше, чем ширина колеса для компенсации неточности сборки и осевого люфта.
Ширина шестерни =28+2=30 Коэффициент ширины шестерни по диаметру
= = =0,75
7) Степень точности цилиндрических прямозубых передач назначают в зависимости от окружной скорости по стандарту. Окружная скорость колес = = =6,4 м/с
При такой скорости следует принять степень точности.
6.Проверочный расчет на контактную усталость
1)Уточняем значение коэффициента нагрузки.
Для прямозубых передач =1
При твердости зубьев НВ 350, несеммитричном распределении реакций из-за консольной нагрузки, =0,75 согласно рекомендации ( ,стр. 39, табл. 3.5) принимаем значение =1,07 При твердости зубьев НВ 350. Окружной скорости 3,65 м/с и восьмой степени точности по рекомендации ( ,стр. 40,табл. 3.6) принимаем значение =1,05
Тогда =1 1,07 1,05=1,124
2.Определяем контактное напряжение на поверхности зубьев ( ,стр.31,форм. 3.5)
= = =2,8 =378 МПа МПа
Условие прочности выполнено
7.Проверочный расчет зубьев на изгиб.
1.Определяем силы действующие в зацеплении
Окружная сила = = = =615
Радиальная сила = tg =615 =223,9
2.Коэффициент нагрузки на изгиб = ; =1 Коэффициент учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев. Согласно рекомендации ( ,стр.43,табл 3.7) при твердости зубьев НВ 350, несеммитричности расположения опор и коэффициенте =0,75 принимаем =1,15 Коэффициент учитывает динамические действия нагрузки. По рекомендации ( ,стр. 43,табл 3.8) при твердости зубьев НВ 350, окружной скорости 3,65 м/с и восьмой степени точности принимаем значение коэффициента =1,45 Тогда коэффициент нагрузки =1,15 =1,7
3.Определяем коэффициент формы зуба в зависимости от числа зубьев ( ,стр.35,табл 4) Для шестерни =4,09 Для колеса =3.61
4.Определяем по рекомендации ( ,стр. 44,табл 3.9) для улучшенных и нормализованных сталей при твердости НВ 350 предел выносливости на изгиб при пульсирующем цикле при бозовом числе циклов по формуле
=1,8 HB (МПа)
Для шестерни
=1,8 =414 МПа
Для колеса
=1,8 =360 МПа
5)Определяем коэффициент запаса прочности [n =[n Первый коэффициент [n учитывает нестабильность свойств материала. По рекомендации ([1], стр. 44 табл. 3.9) принимаем [n =1,75 Второй коэффициент , учитывает способ получения заготовки для колеса. Для поковок и штамповок =1 Тогда [n =1,75 1,0=1,75 6) Допускаемое напряжение при изгибе
[ =
Для шестерни [ = =237 МПа
Для колеса [ = =206 МПа
7)Находим отношение допускаемого напряжения к коэффициенту формы зуба
Для шестерни = =57,9
Для колеса = =57,1
Расчет следует вести для зубьев и колес. У которого найденное отношение меньше.
8)Напряжение при изгибе определяется по формуле ([1], стр.41)
= = = =67,4 МПа
Условие прочности выполнено