Раздел 2 кинематический расчет
Мощности на валах привода: [1;с.45]
=
∙
∙
= 1,73·0,96·0,99=1,64 кВт
=
∙
∙
= 1,64 ∙0.96∙0.99=1,56 кВт
=
∙
∙
= 1,56∙0.98∙0.98=1,46 кВт
Частоты вращения валов:
=950
=
=
= 295,581
=
=
52,782
=
=
Угловая скорость: [1;с.46]
(2.1)
=
=
= 99,43
=
=
= 30,94
=
=
= 5,525
=
5,525
Крутящие моменты на валах привода [1;с.46]
=
=
= 17,4 Н∙м
=
·
=17,4
= 53,15 Н∙м
=
=53,15
=
282,9 Н∙м
=
=282,9
= 274,5 Н∙м
Раздел 3 выбор материала зубчатых колес. Определение допускаемых напряжений
3.1 Выбор материала зубчатых колес
По
табл.
3.1[1;с.49] определяем марку стали: для
шестерни – 40Х твёрдость
э1;
для колеса – 40X
твёрдость
2
. Разность средней твердости
1ср
-
2ср
.
По
табл. 3.2[1;с.50]
определяем механические характеристики
стали 40Х для шестерни твердость 269…302
э1
, термообработка- улучшение ,
= 125 мм; для колеса твердость 235…268
2
, термообработка – улучшение ,
= 125 мм.
Определяем среднею твердость зубьев шестерни и колеса:
=
= 285.5
=
= 248.5
3.2 Определение допускаемых контактных напряжений
Рассчитываем
коэффициент долговечности
наработка за весь срок службы: [1;с.52]
Для
колеса:
=573
ω·
= 573∙5,525 ∙17520 = 55 465 254 циклов;
Для
шестерни :
=
= 55 465 254 ∙5,6= 310 605 422,4 циклов;
=
55 465 254
циклов;
=
310 605
422,4 циклов
т.к
>
и
<
, то коэффициенты долговечности
1
=1 и
2=1
По
табл. 3.1 [1;с.49]определяем допускаемое
контактное напряжение
соответствующее числу циклов
:
для
шестерни:
=
1.8
+
67 = 1.8∙285.5 + 67 = 580.9 Н/
для
колеса:
=
1.8 ∙
2ср
+ 67 = 1.8∙248.5 + 67 = 514.3 Н/
Определить допускаемое контактное напряжение: [1;с.53]
=
1
∙
=1∙
580,9 = 580,9 Н/
=
2
∙
=1∙ 514,3 = 514,3 Н/
3.3 Определение допускаемых напряжений изгиба
Рассчитываем
коэффициент долговечности
[1;с.53]
Для
шестерни :
=
51.44.48∙
Для колеса: =12.86∙
=4
∙
– число циклов перемены напряжений
т.к > 1 и > 2 , то коэффициент долговечности 1=1 и 2 =1
По табл. 3.1[1;c.49] определяем допускаемое напряжение изгиба соответствующее числу циклов перемены напряжений :
для
шестерни:
=1.03·285.5=
294.065 Н/
для колеса: = 1.03∙ 2ср =1.03∙248.5 = 255.955 Н/
Определяем допускаемое напряжение изгиба: [1;с.53]
для
шестерни:
=
∙
=
1∙ 294.065 = 294.065 Н/
для
колеса:
=
∙
=
1∙ 255.955 = 255.955 Н/
Т.к передача реверсивная, то уменьшаем на 25%:
= 294.065 ∙ 0.75 = 220.54 Н/
=255.955 ∙ 0.75 = 191.96 Н/
Раздел 4 расчет зубчатой передачи
4.1 Проектный расчёт
Межосевое расстояние: [1;с.58]
(4.1)
≥ Ka (u+1)
∙
где:
Ka=43
- вспомогательный коэффициент для
косозубых передач;
=5,6;
=282,9
Н∙м;
=
0.32 - коэффициент ширины венца колеса;
=514,3 Н/
;
=
1 - коэффициент, неравномерности нагрузки
по длине зуба.
=
43(5.6+1)
1=134,5 мм
Принимаем по табл. 13.15 = 135 мм
Определяем модуль зацепления: [1;с.59]
m
(4.2)
≥
где:
=255,96
Н/
=
∙u/(u+1)=2∙135∙5,6/(5,6+1)=229,1
мм
=
=
0.32∙135 = 43,2 мм
m
=
= 1,25
мм
Определим угол наклона зубьев для косозубых передач: [1;с.60]
min
= arcsin
= arcsin
=
Принимаем min = 8
Определить суммарное число зубьев шестерни и колеса: [1;с.60]
=
+
=
=
= 213,84, Принимаем
=213
Уточнить действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач: [1;с.60]
arccos
= arccos
=9,56
Определим число зубьев шестерни: [1;с.60]
=
=
=32,2
Значение округлить до ближайшего большего числа =32
Определить число зубьев колеса: [1;с.60]
= - = 213-32= 181
Определим
фактическое передаточное число
и проверить его отклонение
от заданного u:
[1;с.60]
=
=
= 5,65
=
∙100%
≤ 4% =
∙100%= 1,79 %
Определим фактическое межосевое расстояние для косозубых передач: [1;с.60]
=
=
= 135 мм
Определить основные геометрические параметры передачи: [1;с.60]
=
=
= 40,6 мм
=
=
= 229,4 мм
=
+2m=
40,6 +2∙1,25= 43,1 мм
=
+2m=229,4
+2∙1,25 = 231,9 мм
=
-2.4m=
40,6 -2,4∙1,25= 37,6 мм
=
-2,4m=
229,4+2.4∙1,25= 226,4 мм
=
+2=
43+2 = 45 мм
=
∙
=0.28∙
135= 43 мм