3. Проектирование цилиндрической передачи

3.1. Определение основных габаритов передачи. Из предыдущих расчетов

T_I =0,531510⁶ Нмм ; n _I = 2200 об/мин ;

принимаю HRC = 58 ;  =0

IR = 0 ; [ _H ]=1111,67 М Па ; U=3,25 ; _ВА =0,25 ;

К^ =1,173 ; К _a = 49,5 ,т . к  =0

т. к зацепление внешнее ,то «+»

Принимаем

т. к зацепление внешнее ,то «+»

Теперь по таблице значений коэффициентов динамической нагрузки, найдем

К_V = 1,15

Теперь по таблице значений коэффициентов неравномерности распределения нагрузки, найдем

К_ =1,02

К = К_V  К_ = 1,151,02 =1,173

К= К^

В ходе вычислений мы получили

3.2. Определение модуля и числа зубьев передачи .

Из предыдущих расчетов

T_I =0,531510⁶ Нмм

U = 3,25 ; [_F] =470,6 М Па ;  = 20 ;  =0

Т. к вид термообработки цементация ,то по таблице m _min = 2,5мм

Z_V =20 ; X =0 ; Y_ =1

Y_F = 4,08

m m _min . Принимаем m=2,5 мм

Принимаем

Z_ = 99

3.3. Определение геометрических размеров передачи

Из предыдущих расчетов

m=2,5мм ; Z₁ =23 ; Z₂ =76 ;U =3,3 ;мм ; _t =20

Принимаю =

X₁ =0 ; X₂ =0 ; X_ =0 ; Y =0 ; Y =0

Определяем _ и _

3.4. Расчет контактных напряжений в передачи

Исходные данные

T_I =0,531510⁶ Нмм ;b_=31 мм ; [_H]_1-2=1111,67 М Па ; U=3,3 ;

n _I =2200 об/мин ; ;

Заранее принимаем Z_=1

Вывод: условие контактной прочности обеспечено.

При таком _bd, k_=1,02

При такой окружной скорости k_v=1,15 тогда

k=k_vk_=1,021,15=1,173

Принимаем Z_M=275

Определяем действительное контактное напряжение в передаче:

Тогда:

Контактная прочность обеспечена. Недогрузка 1,3

3.5. Расчет напряжений изгиба в зубе

Рассмотрим напряжения изгиба в зубе шестерни.

Исходные данные:

T₁=0,531510⁶ Нмм; b_=31 мм; Z₁=23; U₁=3,3; =0;

m=2,5мм; мм; k=1,173; [_F]₁=470,6 М Па

При таком Z_V; Y_F=3,9; Y_=1; Y_E=1, при =0.

Определим действительное напряжение изгиба в зубе шестерни:

(_F)₁=

Тогда:

Изгибная прочность шестерни обеспечена. Недогрузка 23,8

Рассмотрим напряжения изгиба в зубе колеса.

Исходные данные:

T₁=0,531510⁶ Нмм; b_=31 мм; Z₂=76; U₁=3,3; =0;

m=2,5мм; мм; k=1,173; [_F]₁=470,6 М Па

При таком Z_V; Y_F=3,6; Y_=1; Y_E=1, при =0.

Определим действительное напряжение изгиба в зубе шестерни:

(_F)₁=

Тогда:

Изгибная прочность колеса обеспечена. Недогрузка 29,7

4. Проектирование цилиндрической передачи

4.1. Определение основных габаритов передачи.

Из предыдущих расчетов

T_I =0,58710⁶ Нмм ; n ₃ = 300 об/мин ;

принимаю HRC = 58 ;  =0

IR = 0 ; [ _H ]=1244,45 М Па ; U=2,26 ; _ВА =0,25 ;

К^ =1,173 ; К _a = 49,5 ,т . к  =0

Принимаем

т. к зацепление внешнее ,то «+»

Теперь по таблице значений коэффициентов динамической нагрузки, найдем

К_V = 1

Теперь по таблице значений коэффициентов неравномерности распределения нагрузки, найдем

К_ =1,04

К = К_V  К_ = 11,04 =1,04

К= К^

В ходе вычислений мы получили