4. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ (зацепление внешнее передача косозубая)

Исходные данные для расчёта.

1. Мощность на ведущем валу P₂=7,842 кВт.

2. Частота вращения ведущего вала n₂=300 .

3. Передаточное число u = 3

4. Долговечность передачи 5 лет.

5. Возможные перегрузки

4.1. Выбор материала зубчатых колес, вида их термической обработки (таблица 1)

Материалы и термическая обработка зубчатых колес:

шестерня - сталь 45, улучшение, НВ₂ = 192…240, для расчета

НВ₂ = 190;

колесо - сталь 45, нормализация HB₃=170…217, для расчета HB₃=210.

4.2. Механические характеристики материала (таблица 1)

шестерня: предел прочности - _в2=750 МПа,

предел текучести - _т2=450 МПа;

колесо: предел прочности - _в3=600 МПа,

предел текучести - _т3=340 МПа.

4.3. Определение допускаемых напряжений

Допускаемые напряжения изгиба шестерни (МПа) вычисляют по формуле (1)

где

Допускаемые напряжения изгиба колеса (МПа) вычисляют по формуле (1)

где

4.3.2. Предельные допускаемые напряжения изгиба при кратковременных перегрузках

Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев шестерни при перегрузках (МПа) вычисляют по формуле (5)

где

Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев колеса при перегрузках (МПа) вычисляют по формуле (5)

где

4.4 Проектный расчет

4.4.1 Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни = 20;

Число зубьев колеса вычисляют по формуле (6)

4.4.2. Угловая скорость ведущего вала

Угловую скорость ведущего вала ( ) вычисляют по формуле (7)

4.4.3. Вращающие моменты на валах

Вращающий момент на ведущем валу (Н∙м) вычисляют по формуле:

Вращающий момент на ведомом валу (Н∙м) вычисляют по формуле:

4.4.4. Коэффициент ширины венца зуба шестерни относительно диаметра принимаем по таблице 4, .

4.4.5. Коэффициент концентрации нагрузки при расчете на изгиб определяем по графику рисунка 3, .

4.4.6. Коэффициент учитывающий форму зуба :

Коэффициент учитывающий форму зуба шестерни определяем по рисунку 4

4.4.7. Ориентировочное значение модуля m (мм), вычисляют по формуле (11)

где - вспомогательный коэффициент,

Полученное значение модуля округляем до ближайшего из стандартного ряда (таблица 5), принимаем m = 3,5 мм.

4.4.8. Диаметры делительных окружностей:

Диаметр делительной окружности (мм) шестерни вычисляем по формуле (12)

;

Диаметр делительной окружности колеса (мм) вычисляем по формуле

;

4.4.9. Межосевое расстояние (мм) определяют по формуле (16)

4.4.10. Уточняем межосевое расстояние a (мм) и определяем ширину зубчатых колес b (мм)

Межосевое расстояние уточняем по формуле (18)

Ширину колеса определяем по формуле (19)

Ширину шестерни определяем по формуле (20)

4.4.11. Определяем окружную скорость (м/с) и назначаем степень точности передачи:

Окружную скорость определяем по формуле (21)

По таблице 6 принимаем 8-ю степень точности.

4.5 Проверочный расчет

4.5.5 Проверочный расчет на выносливость зубьев при изгибе проводится по тому из колес пары, для которого меньше отношение .

Для шестерни

Для колеса .

Дальнейший расчет ведем для шестерни.

Напряжение изгиба (МПа) по формуле (22)

,

где

.

4.5.6. Проверочный расчет на заданную кратковременную перегрузку:

Максимальные напряжения изгиба определяют по формуле (26)

где , - напряжение и максимальный из моментов учитываемые при расчете на усталость;

- предельное допускаемое напряжение.

.

РГР ДМОК 07.08.00.00 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

Разраб.

Сероштанов Е.О

4. РАСЧЁТ отКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

Лит.

Лист

Листов

Пров.

Королевских А.Н.

1

5

Консульт.

ЭДНб–16–3

Н. контр.

Утв.