- •Кинематический расчет передачи
- •2.Выбор допускаемого контактного [σH] и изгибающего [σF] напряжений определение межосевого расстояния модуля зубчатой передачи и фактического передаточного числа
- •3.Геометрические расчеты передачи и расчет напряжений
- •3.9.Проверка зубьев колес на прочность по напряжению изгиба
- •3.10. Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса
- •3.11.Сводная таблица параметров передачи
- •4.Расчет выходного вала
- •Последовательность расчета вала на статическую прочность
- •Следовательно выполняется условие запаса усталостной прочности в опасном сечении.
- •4.10.Проверочный расчет ресурса подшипников
- •4.11. Расчет шпонок
- •4.12. Проверка шпонок на деформацию смятия
- •4.13. Проверка шпонок на деформацию среза
- •Библиографический список литературы
3.Геометрические расчеты передачи и расчет напряжений
3.1.Делительные диаметры колес
Делительные диаметры колес можно найти из общей формулы:
мм;
тогда получим: мм, а мм.
Чтобы узнать насколько правильно были произведены расчеты, сделаем проверку:
мм,
подставляя числовые значения, получим:
мм.
Отсюда видно, что расчеты произведены правильно.
3.2.Определение диаметров вершин зубьев колес
Диаметры вершин колес найдем так же исходя из общей формулы:
мм,
тогда: мм, а мм.
3.3.Определение диаметров впадин зубьев колес
Общая формула для нахождения диаметра впадин зубьев колес выглядит следующим образом:
мм;
тогда получаем:
мм, а мм.
3.4. Рабочая ширина передачи
мм;
получаем: мм., тогда ширина шестерни будет равна: мм.
3.5.Определение усилий, действующих в зацеплении
окружное усилие:
Н;
радиальное усилие:
Н, где =20 – угол зацепления передачи.
3.6.Определение окружной скорости в зацеплении
Окружная скорость находится по формуле:
, м/с,
подставляя свои значения в формулу, получим:
м/с.
3.7.Коэффициент ширины передачи
;
в итоге получаем: .
3.8.Проверка передачи на контактную выносливость
МПа (1),
где (Н/мм) – расчетная окружная удельная нагрузка; - коэффициент концентрации нагрузки; - коэффициент динамической нагрузки; и находятся из таблицы 4.6 [1]. Тогда получается, что , а =1,02. В итоге, подставляя и в формулу, получим:
Н/мм. Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей, находится по формуле: , подставляя свои данные, получим, что . Коэффициент, учитывающий физико-механические свойства материала Мпа1/2; =1 – для прямозубых передач. Подставляя все эти значения в первую формулу (1) получим:
Мпа.
3.9.Проверка зубьев колес на прочность по напряжению изгиба
МПа
Находим коэффициент, учитывающий форму зуба по таблице 4.12 из [1], .Аналогично находим
и - коэффициенты, которые тоже находятся из [1]; коэффициент, учитывающий влияния угла наклона зуба на изгибную прочность для прямозубых колес равен 1. Коэффициент, учитывающий влияние перекрытия: , где .
Подставляя полученные значения, получим:
МПа
3.10. Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса
МПа,
где - коэффициент, учитывающий форму зуба, находится из [1]. Подставляем в формулу значения, получаем:
Мпа.
3.11.Сводная таблица параметров передачи
Все полученные данные при расчете зубчатой передачи внесем в таблицу:
Таблица 1
Т1=74 Нм |
d2=155 мм |
Т2=250 Нм |
da1=50 мм |
n1=970 мин-1 |
da2=160 мм |
n2=273,3 мин-1 |
df1=38,75 мм |
U=3,55 |
df2=148,75 мм |
HB1=HB2 350 |
bW=20 мм |
aW=100 мм |
σH=802,3 МПа |
m=2,5 мм |
[σH]=875 МПа |
Z1=18 |
σF1=196,2 МПа |
Z2=62 |
σF2=168,7 МПа |
UФ=3,44 |
[σF]=337,366 МПа |
ΔU=3% |
Ft=3290 H |
v=2,28 м/с |
FR=1200 H |
d1=45 мм |
|