Геометрические расчеты передачи и расчет напряжений
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.
Определение диаметров вершин зубьев колес
Диаметры вершин колес найдем так же исходя из общей формулы:
мм,
тогда:
мм,
а
мм.
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 |
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 |
|
350
;
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.