Техническое задание 1(вариант 1) Привод к лесотаске. 1 Кинематическая схема машинного агрегата

• Название: 1 Кинематическая схема машинного агрегата
• Анкор: Техническое задание 1(вариант 1) Привод к лесотаске
• Дата: 07.04.2023
• Размер: 1.77 Mb.
• Имя файла: Raschet_1_1.docx
• Тип: Документы; #1044992
• страница: 3 из 9

3 Расчет передач

3.1 Расчет цилиндрической передачи

3.1.1 Исходные данные

Исходные данные:

Мощность на входном валу P_II = 2,48 кВт,

частота вращения входного вала n_II = 700 мин ^–1,

передаточное отношение u= 7,1.

Вращающие моменты

на валу шестерни Нм,

на валу колеса Нм.

3.1.2 Выбор материала и термообработки

Материал шестерни – сталь 40Х ([1], табл.3.2),

предел прочности _B1= 900 МПа,

предел текучести _T1= 750 МПа.
Материал колеса – сталь 40Х ([1], табл.3.2),

предел прочности _B1= 790 МПа,

предел текучести _T1= 640 МПа.

Способ термической обработки:

шестерни – улучшение до твердости ;

колеса – улучшение до твердости .

твердость шестерни HB₁ = 285,5HB,

твердость шестерни HB₁ = 248,5HB

3.1.3 Расчет допускаемых напряжений

3.1.3.1 Расчет допускаемых контактных напряжений

Предел контактной выносливости ([1], табл.3.1):



шестерни

МПа,

колеса

МПа,

Базовое число циклов ([1], рис.3.3):

для шестерни при твердости HB₁ =285,5HRС циклов,

для колеса при твердости HB₂ = 248,5 HB циклов.

Суммарное число циклов:

,

где срок службы в часах:

для шестерни

циклов.

для колеса

циклов.

Коэффициент, учитывающий режим работы .

_{Эквивалентное число циклов:}



шестерни

циклов,

колеса

циклов,

Коэффициент долговечности:



шестерни ,
принимаем ;

колеса

,

принимаем .
Допускаемые контактные напряжения:



для шестерни

МПа,

для колеса

МПа.

Для косозубых цилиндрических передач:

,

МПа.

Применяем МПа.

3.1.2 Расчет допускаемых напряжений при изгибе

Предел выносливости при изгибе ([1], табл.3.1):



шестерни

МПа,

колеса

МПа,

Базовое число циклов:

циклов,

Коэффициент, учитывающий режим работы .

Эквивалентное число циклов:



шестерни циклов,

колеса циклов,

Коэффициент долговечности:


для шестерни ,

принимаем ,

колеса

,

принимаем .

Допускаемые напряжения изгиба:



для шестерни

МПа,

для колеса

МПа,

3.1.4 Проектный расчет

Межосевое расстояние передачи:

,

где – вспо­мо­гательный коэффициент, для стальных косозубых колес принимаем ;

− коэффициент ширины зуба относительно межосевого расстояния с учетом несимметричного расположения колеса передачи .

K_H– коэффициент, учитывающий неравно­мерность распределения на­груз­­ки по длине контактных линий, принимаем ,

мм.

Согласно ГОСТ 6636−69 принимаем мм.

Делительный диаметр колеса:

,

мм.

Ширина колеса:



мм.

Mодуль зацепления:

,

где − вспомогательный коэффициент для косозубых передач:

мм

По ГОСТ 9563−80 принимаем стандартный нормальный модуль . Значение модуля попадает в диапазон мм.

Угол наклона зубьев:



Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

,

.

Число зубьев:

шестерни:

<sub>,

,</sub>

колеса:

,

.

Фактическое передаточное число:



Фактический угол наклона зубьев:

,

.

Фактическое межосевое расстояние:

,

мм.

Делительные диаметры:



шестерни

мм,

колеса

мм.

Диаметр вершин:

,

шестерни

мм.

колеса

мм.

Диаметр впадин:

,

шестерни

мм.

колеса

мм.

Ширина колеса:



мм.

Ширина шестерни:

3.1.5 Проверка размеров колес

Проверяем пригодность заготовки колес ([1], табл. 3.2):

.

Диаметр заготовки шестерни:

.

Толщина диска заготовки колеса:

.

Толщина обода:

3.1.6 Проверочный расчет на контактную выносливость

Условие прочности по контактным напряжениям:

,

где K – вспомогательный коэффициент, для косозубых колес ;

− окружная сила в зацеплении:

,

Н;

K_H – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для ([1], рис. 4.2);

K_Hβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения на­груз­­ки по ширине зуба, для прирабатывающихся зубьев ;

– коэффициент динамической нагрузки, зависящий от степени точности и окружной скорости:



м/c,

назначаем 8-ю степень точности зубчатых колес ([1], табл. 4.2)

([1], табл. 4.3).

Контактные напряжения:

МПа.

Так как МПа < МПа, контактная прочность достаточна.

3.1.7 Проверочный расчет на выносливость при изгибе

Условие прочности по напряжениям изгиба:

,

где – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, ([1], стр. 66);

K_F– коэффициент, учи­тывающий неравномер­ность распределения на­грузки по длине контак­тных линий, для прирабатывающихся зубьев – коэффициент, учи­тывающий динамичес­кую нагрузку, ([1], табл. 4.3);

− коэффициент, учитывающий наклон зубьев:

,

;

Y_F– коэффициент, учитывающий форму зуба, зависит от эквивалентного число зубьев:



для шестерни ,

для колеса ;
, ([1], табл. 4.4).
Напряжения изгиба на колесе:

МПа< МПа.
Напряжения изгиба на шестерне:

,

МПа< МПа,
Следовательно, выносливость зубьев при изгибе достаточна.

3.1.8 Силы в зацеплении

Окружная сила в зацеплении Н.

Осевая сила:



Н,

Радиальная сила:



Н.