§1. Кинематический и энергетический расчет привода.

Число оборотов второго вала (об/мин):

Угловая скорость валов (сек^-1):

Мощность на выходном валу (Вт):

Моменты на валах (Н·м):

§2. Расчет цилиндрической косозубой передачи.

2.1. Выбор материала, определение допускаемых напряжений.

Для изготовления шестерни используем сталь 40Х, а для изготовления колеса

Сталь45Х

Твердость: для шестерни

для колеса .

Предел контактной выносливости для определения шестерни и колеса

Рассчитаем предел контактной выносливости, (МПа):

Эквивалентное число циклов нагружающих для шестерни и колеса:

Находим количество циклов:

Из таблицы принимаем базовое число циклов перемен контактных напряжений .

Высчитываем коэффициент долговечности:

Так как коэффициент долговечности меньше 1, то принимаем

, т.к. .

Определяем допускаемое и контактное напряжения при расчете на усталость поверхности зубьев для шестерни и колеса

Тогда допускаемое контактное напряжение , (МПа):

Найдем - допускаемое напряжение изгиба при расчете на изгибную усталость зубьев (МПа):

Из таблицы принимаем коэффициент безопасности и предел выносливости на изгиб (МПа).

Количество циклов:

Базовое число циклов .

Высчитываем коэффициенты долговечности:

Численно принимаем .

Тогда допускаемое напряжение на изгиб , (МПа):

2.2. Проектный расчёт косозубой цилиндрической передачи.

Задаемся коэффициентом отношения ширины колеса к межосевому расстоянию . Тогда коэффициент отношения ширины колеса к диаметру вычисляется следующее:

По графику назначаем коэффициент нагрузки . Из условия контактной выносливости поверхностей зубьев находим межосевое расстояние передачи , (мм):

Принимаем стандартное значение (мм).

Задаемся коэффициентом , в предположении, что . Назначаем ориентировочное число зубьев шестерни и ориентировочный угол наклона зубьев в градусах .

По эквивалентному числу зубьев

Находим коэффициент формы зуба для шестерни . Определяем ширину зубчатого венца, (мм):

Определим модуль зацепления из условия прочности на изгибную выносливость, который для силовых передач должен быть не менее 1,5 (мм):

Принимаем стандартное значение (мм).

2.3. Геометрический расчет передачи.

Суммарное значение зубьев:

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

Численно принимаем и

Фактический угол наклона зубьев (градусы):

Находим делительный диаметр колес (мм):

Проверка:

Диаметр вершин зуба (мм):

Диаметр впадин зуба (мм):

Определяем ширину колеса и шестерни (мм):

2.4. Проверочные расчеты.

Находим окружную скорость шестерни (м/с):

Принимаем для передачи 7 степень точности.

Рассчитываем коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев:

Коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных колес, при стальных колесах .

Коэффициент торцевого перекрытия:

Коэффициент осевого перекрытия:

Коэффициент, учитывающий суммарную величину контактных линий, которая при равна:

Находим расчетную окружную силу (Н):

Назначаем коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями . Назначаем коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модуль профиля головок зубьев . Назначаем коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и колеса .

Удельная окружная динамическая сила (H/мм):

Коэффициент динамичности:

Удельная расчетная окружная сила (Н/м):

Проверяем контактную выносливость зубьев (МПа):

при допускаемом .

Высчитаем процентное соотношение:

Недогрузка составляет практически 15%, поэтому допускаем, что контактная прочность передачи обеспечена.

Находим коэффициент, учитывающий наклон зуба:

По эквивалентному числу зубьев:

Находим коэффициенты формы зуба:

Находим отношения:

Проверяем прочность зубьев на выносливость при изгибе по зубьям шестерни, для которых найденное отношение меньше.

Принимаем степень точности передачи по нормам плавности работы .

Находим коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

Назначаем по графику коэффициент концентрации нагрузки . Назначаем коэффициент, учитывающий влияние вида зуба передачи и модификации профиля головок зубьев .

Удельная окружная динамическая сила (Н/мм):

Коэффициент динамичности:

Удельная расчетная окружная сила (Н/мм):

Проверяем выносливость зубьев при изгибе (МПа):

При допускаемом . Прочность зуба на изгиб обеспечена.

2.5. Силы в зацеплении.

Окружная сила (Н):

Радиальная сила (Н):

Осевая сила (Н):

§3. Расчет валов.

3.1. Проектный расчет валов.

Для выбранной стали примем допускаемое касательное напряжение из интервала (МПа). Пусть (Па). Рассчитаем диаметры валов:

Примем стандартные значения и .

Далее чертим, принимая конструктивные величины.

3.2. Расчет изгибающего момента в нагруженном сечении.

Координатная система XYZ распадается на две подсистемы: XOZ – в которой действуют силы и и XOY – в которой действует силы и _. Рассчитаем схему вала для каждой.

Расчётная схема вала в координатах XOZ:

Эпюра изгибающих моментов для плоскости XOZ методом сечений, (Нм):

Расчётная схема вала в координатах XOY:

Эпюра изгибающих моментов для плоскости XOY методом сечений, (Н·м):

Общий изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении определяется методом геометрического суммирования. Найдем моменты в опасных сечениях валов, (Н·м):

Примем диаметр вала в опасном сечении . Осевой момент сопротивления вала в опасном сечении: