Условие прочности выполняется.

Отклонение расчетного напряжения от допускаемых контактных напряжений.

Недогрузка передачи составляет 8,677%, что допустимо.

4.14 Проверочный расчет передачи на выносливость при изгибе.

Расчётное напряжение изгиба определяют по формуле:

, МПа

Где Ft– окружная сила в зацеплении,

- коэффициент нагрузки:

Где - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.

При V= 2,686 и 8-ой степени точности= 1,10 (см. табл.10).

-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

=1,07

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:

Где х- коэффициент смещения Х1=Х2=0

-эквивалентное число зубьев колес:

Для шестерни

Для колеса

Для шестерни

Для колеса

-коэффициент, учитывающий наклон зуба.

коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

.

Условие прочности выполняется.

5. Расчет открытой зубчатой цилиндрической передачи.

Исходные данные для расчета:

1) передаточное число U= 3,5

2) частота вращения шестерни 175об/мин

3) частота вращения колеса 50 об/мин

4) вращающий момент на шестерне 638,484 Н*м

5) вращающий момент на колесе 2101 Н*м

6) опоры валов - шарикоподшипники

7) срок службы передачи при двухсменной работе 8 лет

8) передача нереверсивная

9) нагрузка постоянная

10) производство мелкосерийное.

5.1 Выбор материалов и термической обработки колес

При мелкосерийном производстве и невысоких требованиях передачи для изготовления колёс выбираем материалы (см. табл.2):

для шестерни сталь 45, термообработка- нормализация, твердость =210

для колеса выбираем сталь 45Л, термообработка – нормализация, твердость = 180.

5.2 Определение допускаемых напряжений изгиба.

(МПа)

Где -предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений (см. табл.4);

Для шестерни 1,75*210 = 367,5 МПа

Для колеса 1,75*180 = 315 МПа

-коэффициент долговечности

Где -базовое число циклов напряжений. Для сталей=

q=6 при твердости Н350 НВ

Расчетное число циклов напряжений за весь срок службы передачи при постоянном режиме нагружения^

Где n-частота вращения шестерни колеса,

с- число зацеплений зуба за один оборот колеса. Для нереверсивной передачи с = 1.

-срок службы передачи.

2920*8*0,85*2=39712 часа

Где L-число лет работы передачиL=8

Кг-коэффициент годового использования передачи Кг=0,85

Кс-число смен работы передачи в сутки Кс=2

Расчетное число циклов напряжений:

Для шестерни 60*175*1*39712=417*

Для колеса 60*50*1*39712=119*

Так как расчетное число циклов напряжений для шестерни =то и для колесабольше базового числа цикловто принимаем=1,0.

Допускаемые напряжения изгиба.

Для шестерни =0,4*367,5*1=147 МПа

Для колеса =0,4*315*1= 126 МПа

5.3 Определение числа зубьев шестерни и колеса.

_{Принимаем}

_Тогда:

24*3,5=84

5.4 Определение модуля зацепления

, мм

Где Km – вспомогательный коэффициент

Т1 – вращающий момент на шестерне

Ψbd – коэффициент ширины венца колеса относительно диаметра, принимаем Ψbd = 0,3

КFβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

_{Где SX – номер схемы расположения колёс, SX = 1 (рис.3)}

_{YFS1 – коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни}

Принимаем по ГОСТ 9563-80 стандартное значение модуля m = 8 мм (см. табл.5).

5.5 Определение геометрических размеров зубчатых колес.

Делительные диаметры:

Шестерни мм

Колеса мм

Диаметры вершин зубьев:

Шестерни 192 + 2*8 = 208 мм

Колеса 672 + 2*8 = 688 мм

Диаметры впадин зубьев:

Шестерни 192 - 2,5*8 = 172 мм

Колеса 672 - 2,5*8 = 652 мм

Ширина зубчатого венца:

Колеса

Шестерни мм

5.6 Определение межосевого расстояния.

, мм

5.7 Проверочный расчет передачи на выносливость при изгибе.

, МПа

Где Ft– окружная сила в зацеплении

Окружная скорость колес: м/с

_{Для прямозубой передачи назначаем 9-ю степень точности изготовления (см. табл.6);}

- коэффициент нагрузки

=1,33*1,2=1,596

Где - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.

При V= 1,759 и 9-ой степени точности= 1,2 (см. табл.10);

-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

= коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни.