Расчет зубчатой передачи по условию контактной выносливости.

3.1. Определение межосевого расстояния по критерию контактной выносливости

Межосевое расстояние передачи:

мм;

для косозубых передач К_а =430 – числовой коэффициент, =1,2. Подставляя, числовые данные в формулу получим, что:

мм.

Полученное значение согласовываем с ближайшим стандартным по ГОСТу 2185-81 мм.

3.2. Определение модуля зубчатой передачи

мм,

тогда получаем , согласовываем с ГОСТом 9563-60 и принимаем мм.

3.3. Определение суммарного числа зубьев

где

подставляя значения, получим: .

Определение числа зубьев шестерни:

,

где - число зубьев малого колеса (шестерни).

,

где - число зубьев большего колеса.

,

.

Принимаем , а .

,

.

3.4. Фактическое передаточное число передачи

Чтобы найти действительное передаточное число передачи поделим количество зубьев первого колеса на количество зубьев второго колеса:

,

отсюда получаем: . Определим погрешность: ,

что .

4. Геометрические расчеты передачи и расчет напряжений

4.1. 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.

4.2. Определение диаметров вершин зубьев колес

Диаметры вершин колес найдем так же исходя из общей формулы:

мм,

тогда: мм, а мм.

4.3. Определение диаметров впадин зубьев колес

Общая формула для нахождения диаметра впадин зубьев колес выглядит следующим образом:

мм;

тогда получаем:

мм, а мм.

4.4. Рабочая ширина передачи

мм;

получаем: мм., тогда ширина шестерни будет равна: мм.

4.5.Определение усилий, действующих в зацеплении

· окружное усилие:

Н;

· радиальное усилие:

Н, где =20 – угол зацепления передачи.

4.6.Определение окружной скорости в зацеплении

Окружная скорость находится по формуле:

, м/с,

подставляя свои значения в формулу, получим:

м/с.

4.7.Коэффициент ширины передачи

;

в итоге получаем: .

5. Проверочный расчет зубчатой передачи на контактную выносливость и изгибную прочность.

5.1.Проверка передачи на контактную выносливость

МПа (1),

где коэффициент нагрузки, учитывающий повышение контактных напряжений вследствие деформации зубьев, валов, опор, погрешностей изготавления сборки, динамических нагрузок. - коэффициент концентрации нагрузки; - коэффициент динамической нагрузки; и находятся из таблицы

Таким образом,

- данное расхождение является допустимым.

5.2.Проверка зубьев колес на прочность по напряжению изгиба

МПа

Подставляя полученные значения, получим:

МПа

5.3. Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни

МПа,

где - коэффициент, учитывающий форму зуба, находится из [1]. Подставляем в формулу значения, получаем:

Мпа.

Сводная таблица параметров передачи

Все полученные данные при расчете зубчатой передачи внесем в таблицу:

Таблица 1

Т1=71,95 Нм	d2=120,682 мм
Т2=138,14 Нм	da1=63,3 мм
n1=1460 мин^-1	da2=124,6 мм
n2=730 мин^-1	df1=54,3 мм
U=2	df2=115,6 мм
HB1=HB2 350	bW=36 мм
aW=90 мм	σH=540 МПа
m=2 мм	[σH]=532 МПа
Z1=29	σF1=117,97 МПа
Z2=59	σF2=112,07 МПа
UФ=2,034	[σF]=309 МПа
ΔU=1,7%	Ft=2 427 H
v=4,6 м/с	FR= 903 H
d1=59,3 мм	;

4. Расчет входного вала

4.1 Определение диаметра вала (ориентировочно)

мм,

где - допускаемое напряжение на кручении; МПа, выбираем =30 МПа, тогда:

Согласовываем с ГОСТом 12080-66 и принимаем, что мм.

4.2. Выбор подшипников

Основываясь на диаметре цапфы, равным 25 мм, выбираем тип подшипника 7305A – радиально-упорный конический подшипник. Получаем:

D=62 мм – диаметр подшипника, В=17 мм – ширина подшипника.

4.3. Составление расчетной схемы вала

d₁=22 мм – диаметр хвостовика входного конца

d₂=25 мм – диаметр цапфы (l₂=19 мм);

d₃=30 мм – диаметр свободного (промежуточного) участка;

d₄=35 мм – диаметр посадочного участка под шестерней;

4.4. Расчет вала на статическую прочность

При этом расчете изображается вал в форме 2-х опорной балки с консолью.

Дата добавления: 2015-08-09