2.4.4 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

Определяем коэффициент торцевого перекрытия:

Определяем начальные диаметр шестерни: .

Определяем окружную скорость: .

Определяем коэффициент ширины зубчатого венца относительно начального диаметра шестерни: .

Коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колеса зависит от и расположения колеса. Поскольку шестерня расположена вблизи одной из опор, вал является жестким и принимаем ,.

Коэффициент динамической нагрузки зависит от окружной скорости и степени точности. При 7^-ой степени точности и окружной скорости имеем .

Подсчитаем коэффициент нагрузки: .

Определим коэффициент, учитывающий торцевое перекрытие при расчете по контактным напряжением:

Определим коэффициент, учитывающий геометриюконтактирующих тел:

Определим расчетное контактное напряжение по формуле:

, и сравним с допускаемым контактным напряжением:

.

, следовательно условие прочности выполняется.

2.4.4 Проверочный расчет передачи на усталость по изгибу

Поскольку передача прямозубая то угол наклона зубьев , при этом угле наклона коэффициент, учитывающий наклон зубьев . Для прямозубой передачи коэффициент перекрытия .

Коэффициент формы зуба зависит от эквивалентного числа зубьев и смещения, тогда для шестерни при и коэффициент , а для колеса при и коэффициент .

По формулам: , определим расчетные значения напряжений изгиба зубьев:

Сравним полученные напряжения с допускаемыми:

,

следовательно условие прочности выполняется.

2. Компьютерный расчет цилиндрической передачи

Коэффициент торцевого перекрытия 1,76

Коэффициент осевого перекрытия 0,00

Окружная скорость 2,40м/с

Коэффициент нагрузки по контактным напряжениям 1,26

Расчитанное контактное напряжение 1110,49 МПА

Эквивалентное число зубьев шестерни 34,00

колеса 83,00

Коэффициент формы зубьев шестерни 3,80

колеса 3,61

Коэффициент нагрузки по изгибным напряжениям 1,02

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев 1,00

Напряжение изгиба зуба шестерни 516,17 МПА

колеса 490,36 МПА

Межосевое расстояние 146,25мм

Ширина зуба колеса 52,0мм

Модуль зацепления 2,5мм

Угол наклона зубьев 0 град

шестерни колеса

Число зубьев 34 83

Коэффициент смещения 0,00 -0,00

Делительный диаметр 85,00 207,50

Начальные диаметры 85,00 207,50

Диаметр выступов зубьев 90,00 212,50

4 Обоснование конструкции и определение размеров основных деталей и узлов привода

4.1. Предварительное определение диаметров валов

Для полного расчета вала на прочность необходимо знать изгибающие и крутящие моменты, действующие на вал. В данный момент расчета неизвестны изгибающие моменты. Для приближенного расчёта валов считаем, что они нагружены только крутящими моментами. При этом допускаемые напряжения кручения принимаем заниженными.

Исходя из условия прочности вала только на кручение

,где T – крутящий момент на валу ,

W_ – момент сопротивления .

Для полого вала

, где   d_o  d – коэффициент пустотелости.

Получаем

Примем   0,7 ,    = 50 МПа .

Тогда : ;

;

.