Расчет цилиндрической
![]()
|
` РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ
ЗУБЧАТОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ Исходные данные: 1 Угловая скорость ведущего и ведомого валов ![]() ![]() 2 Мощность на ведущем валу ![]() 3 Условия работы передачи ![]() Порядок расчета: 1 Передаточное отношение передачи, i определяем по формуле ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() 2 Вращающий момент на валу шестерни, ![]() ![]() где ![]() ![]() 3 Для изготовления зубчатой передачи выбираем низколегированную улучшаемую сталь 40Х с содержанием углерода 0,4%, хрома 1 –1,5% Твердость шестерни принимаем НВ1=282, твердость колеса НВ2=260. Механические характеристики: Предел прочности, ![]() Предел текучести, ![]() Предел временной прочности, ![]() 4 Число циклов нагружения колес, ![]() для шестерни: ![]() для колеса: ![]()
где: ω- вала, ω1=145рад/c, ω2= 15,рад/с; Т–срок службы передачи, Т=6000ч. Базовое число циклов нагружения по контактным напряжениям определяем интерполяцией. Для шестерни при твердости НВ1=282: ![]() Для колеса при твердости НВ2=260: ![]() 5 Коэффициент долговечности по контактным напряжениям для шестерни и колеса, определяем по формуле Для шестерни ![]() Принимаем ![]() Для колеса ![]() Принимаем ![]() 6 Коэффициент долговечности по напряжениям изгиба для шестерни и колеса, определяем по формуле для шестерни ![]() Принимаем ![]() ![]()
Принимаем ![]() 7 Определяем значения пределов выносливости 7.1 Контактной для зубьев колеса ![]() ![]() 7.2 Изгибной для зубьев шестерни ![]() ![]() 7.3 Изгибной для зубьев колеса ![]() ![]() 8.Определяем допускаемые напряжения 8.1 Контактные для материала колеса, как менее прочного определяем по формуле ![]() где Sн – коэффициент безопасности; Sн=1,1 8.2 Изгибные для материала колеса и шестерни определяем по формуле Для шестерни ![]() Для колеса ![]() где SF – коэффициент безопасности, SF=2 9 Межосевое расстояние, ![]() ![]() ![]() где К – коэффициент, К=4300; i - передаточное отношение, i=5,6; T1- вращающий момент на валу шестерни, Нм, T1 = ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]()
Межосевое расстояние принимаем ![]() 10 Модуль зацепления, m, мм, определяем по формуле m ![]() Модуль зацепления принимаем за m = 2 мм Принимаем угол наклона зубьев ![]() 11 Определяем число зубьев 11.1 Суммарное по формуле ![]() Принимаем 145 зубьев 11.2 Число зубьев шестерни, z1, определяем по формуле ![]() Принимаем 22 зуба 11.3 Число зубьев колеса, z2, определяем по формуле ![]() Уточняем угол наклона зубьев ![]() Угол наклона зубьев ![]() 12 Передаточное число,u, определяем по формуле ![]() Определяем отклонение передаточного числа от передаточного отношения ![]() Отклонение меньше 4% следовательно количество зубьев подобрано верно. 13 Определение геометрических размеров шестерни и колеса
13.1 Диаметр делительных окружностей, d1 и d2 мм, определяем по формуле ![]() ![]() 13.2 Диаметр окружностей вершин, da1 и da2, мм, определяем по формуле ![]() ![]() 13.3 Диаметр окружностей впадин, df1 и df2, мм, определяем по формуле ![]() ![]() 13.4 Ширина венца колеса , b2, мм, определяем по формуле ![]() 13.8 Ширина венца шестерни,b1 ,мм , определяем по формуле ![]() 14 Окружную скорость шестерни, v, м/c, определяем по формуле ![]() где: ![]() ![]() d1– делительный диаметр шестерни, d1=0,048 м 15 Окружную силу передачи, Ft, Н, определяем по формуле ![]()
16 Расчетные контактные напряжения, ![]() ![]() где ![]() зубьями ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Отклонение от допускаемого значения находится по формуле ![]() Перегрузка передачи 0,5%, что не превышает допустимого значения, следовательно работоспособность передачи обеспечена. 17 Определяем расчетное напряжения изгиба 17.1 Эквивалентное число зубьев шестерни, zv1 и zv2, определяем по формуле ![]() ![]() ![]() 17.2 Определяем коэффициенты формы зуба ![]() ![]() принимаем ![]() ![]() 17.3 Сравнительные характеристики прочность зубьев на изгиб для шестерни определяем по формуле ![]() ![]() 17.4 Расчетные напряжения изгиба для колеса как менее прочного звена определяем по формуле ![]() Расчетные напряжения меньше допускаемых. Прочность зуба колеса на изгиб обеспечена.
|