Ориентировочное значение межосевого расстояния определяем по формуле
(3.1)
Окружная скорость зубчатого колеса
(3.2)
Допускаемые контактные напряжения .
А) По табл. Интерполированием
находим базовое число циклов напряжений,
соответствующее перелому кривой
усталости : для шестерни
;
для колеса
.
Б) Число циклов нагружения зубьев за
всё время работы при
Шестерн
(3.3)
Колеса:
(3.4)
Эквивалентное число циклов нагружения зубьев находим по формуле, значения коэффициента ин по таблице
Шестерни :
Колеса:
В) Так как NHE1 >NHG2 и NHE2 >NHG2, то по условию формулы принимаем коэффициенты долговечности: zN1 =1 uzN2 =1.
Г) По формулам табл. определяем пределы контактной выносливости:
Для шестерни :
Для колеса:
Д) Допускаемые контактные напряжения по формуле:
Для шестерни:
(3.5)
Для колеса:
(3.6)
Допускаемые контактные напряжения для расчёта цилиндрической переда-
чи с непрямыми зубьями :
(3.7)
При этом условие
соблюда-
ется.
Допускаемые напряжения изгиба
А)
базовое число циклов напряжений,
соответствующее пределу выносливости
зубьев при изгибе,
Б) эквивалентное число циклов
нагружения зубьев находим по формуле
значения коэффициента
по табл. : для шестерни при
;
для колеса при
:
Шестерни:
Колеса:
В) так как NFE1 >NFG и NFE2 >NFG то по условию формулы принимается коэффициенты долговечности YN1 =1 ;YN2 = 1. Полагая шероховатости переходной поверхности между зубьями при зубофрезеровании с высотой микронеровностей Rz<40мкм, принимаем YR1 =YR2 = 1.
При нереверсивной работе YA=1. Принимается коэффициент запаса прочности [S]F=1,7.
Г) По табл. определяются пределы выносливости зубьев при изгибе:
Для шестерни m<3мм
Для колеса
Д) допускаемые напряжения изгиба по формуле:
Для шестерни
Для колеса
Коэффициенты нагрузки.
А) по табл. ориентируясь на передачи общего машиностроения, назначается 8-я степень точности передачи. Затем по табл., интерполируя, получаем KHv=1,01; KFv=1,06.
Б) Принимается коэффициент ширины
венца для симметричного расположенного
относительно опор колеса
.По
формуле:
(3.8)
По табл. выбирается значение коэффициента
неравномерности распределения нагрузки
в начальный период работы
.
Для зубчатого колеса
Значение
коэффициента Кw
находится по таблице для зубчатого
колеса : Кw=0,45. Тогда
значение
после притирки зубьев :
(3.9)
Значение коэффициента KFB находим по формуле, приняв GF=0,88.
В) Для принятой твёрдости поверхностей зубьев шестерни Н1 =48…53 HRC и колеса Н2 =269…302 НВ по формуле находится значения коэффициентов распределения нагрузки между зубьями для назначенной 8-й степени точности передачи
(3.10)
Что не соответствует условию
.
Принимаем
;
Г) находим значения коэффициентов нагрузки по формулам при КА= 1
Межосевое расстояние. По формуле уточняем межосевое расстояние
(3.11)
Принимаем aw=95мм
Ширина венца колеса и шестерни :
Принимаем b2 =30
Нормальный модуль зубьев.
Минимальное значение
Максимальное значение
По стандарту принимаем из первого ряда т=1,5мм.
Угол наклона зубьев и число зубьев колес.
А) предварительно определяем минимальный угол наклона зубьев
Условие
выполнено.
Б) суммарное число зубьев
Принимается
В) фактический угол наклона зубьев
Г) число зубьев шестерни z1 и колеса z2
(3.12)
(3.13)
Принимается z1 = 31; z2 = 93.
Фактическое передаточное число
(3.14)
Что меньше заданного на 2,2%. Для дальнейших
расчетов принимаем
Проверочный расчёт на контактную прочность
(3.15)
Расчётные данные принимаются за окончательные
Силы в зацеплении
Окружная
сила
Радиальная сила
Осевая сила
Проверочный расчёт на прочность при изгибе
А) Эквивалентное число зубьев
Шестерни
Колеса
Б) По табл. принимается коэффициенты формы зуба и концентрации напряжений при коэффициенте смещения х=0; шестерни YFs1 = 3.8 колеса YFs2 = =3.59
В) Коэффициент, учитывающий наклон зуба
Условие
выполнено
Г) Для косозубых колес коэффициент
Д) Расчётные напряжения изгиба в основании ножки зуба:
Колеса
Шестерни
Прочность зубьев на изгиб выполняется
Основные геометрические размеры передачи.
Делительные диаметры шестерни и колеса
Диаметры вершин шестерни и колеса
Диаметры впадин шестерни и колеса
Межосевое расстояние
Принимается
=95
Пригодность заготовок шестерни и колеса
Диаметр заготовки шестерни
Dзаг=d+6мм = 50,938 +6 =57<D =200мм
Sзаг=0,4
b2
=0,4
30
=12 мм или Sзаг=8m =8
1,5=12
мм, что меньше S=125 мм
Условия пригодности заготовок колес выполняются
4 Предварительный расчёт валов
4.1 Ведущий вал.
Рисунок 4.1 Конструкция ведущего вала.
4.1.1Выполняется расчёт выходного конца.
(4.1)
где Т1 – вращающий момент на
ведущем валу;
[τкр] – допускаемое напряжение кручения для стали 40ХН, [τкр]=25 МПа
d1вых=0,75×dэл; (4.2)
где dэл=28 мм – диаметр выходного конца электродвигателя.
d1вых=0,75×28=22 мм
Принимается d1вых=22 мм.
4.1.2 Рассчитывается диаметр под подшипник
d1п=d1вых+3 мм (4.3)
d1п=22+3=25 мм
Принимаем d1п=25 мм.
4.1.3Рассчитывается диаметр под шестерню
d1ш=d1п+5 мм=25+5=30 мм
4.1.4 На ведущий вал выбираются подшипники 205 средний серии.
d=25 мм; D=52 мм; В=15 мм; r=1,5 мм; С=14 кН; С0=6,95кН. (4.4)
4.5 Ведомый вал
Рисунок 4.2 Конструкция ведомого вала.
4.5.1 Выполняется расчёт выходного конца ведомого вала.
(4.5)
Принимается окончательно d2вых=30 мм.
4.5.2 Рассчитывается диаметр под подшипники.
d2п=d2вых+5 (4.6)
d2п=30+5=35 мм
Принимаем окончательный d2п=35мм
4.5.3 Рассчитывается диаметр под колесо.
d2к=d2п+5 (4.7)
d2к=35+5=40 мм
4.5.4 На ведомый вал выбираются подшипники 207 средней серии.
d=35 мм; D=72мм; В=17 мм; r=2 мм; С=25,5 кН; С0=13,7 кН.