3 Расчет на прочность быстроходной цилиндрической

ПЕРЕДАЧИ

3 .1 Исходные данные:

= 4927.52 Bт = 618.79= 76.05Hм = 295.13Hм

= 4

3.2. Выбор материалов

Материал шестерни и колеса сталь 40Х , улучшенная = 280= 260

3.3 Допускаемые контактные напряжения: =

где = 2+ 70 = 2= 630 МПа

= 2+ 70 = 2= 590 МПа

коэффициент безопасности принимаем = 1.1

коэффициент долговечности при числе чиклов нагружения больше базового =1=1

тогда ==1= 572.73 МПа

==1= 536.36 МПа

условное контактное напряжение:

= = 536.36 МПа

3.4 Допускаемые напряжения изгиба: =

Где = 1.8 HB1 = 1.8 280= 504 МПа

= 1.8 HB2 = 1.8 260= 468 МПа

= 1 для одностороннего приложения нагрузки

Базовое число циклов перемен = 4при числе циклов перемен больше базового принимаем:

= 1 Коэффициент безопасности = 1.75 тогда

= = 1 1 = 288 МПа

= = 1 1 = 267.43 МПа

3.5 Проектировочный расчет передачи на контактную прочность

3.5.1 Межосевое расстояние

(+ 1)

где

= 271 Коэффициент, учитывающий механические свойства материала, для стальных колес.

= 0.85 Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

= 1.75 Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей

= 1.3 Коэффициент, учитывающий нагрузку, принимаем предварительно.

= 1.1 Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки между зубьями, для косозубых колес.

= 0.5 Коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию

приняли предварительно = 12 - угол наклона зуба,

= (+ 1) =(+ 1)

= 124.28 мм

3.5.2 Основные параметры и размеры зубчатых колес.

Ширина зубчатого венца = 0.5= 0.6= 62.14мм

Приняли для шестерни и колеса = 70 мм= 65 мм

Модуль передачи принимаем в интервале

= 0.01 = 0.01124.28= 1.24 мм

= 0.01 = 0.02124.28= 2.49 мм

приняли m = 2.5 мм

приняли a = 2.5 мм

суммарное число зубьев = = 97.81

приняли

= = 19.6 приняли= 20

= -= 98 – 20= 78

Фактическое передаточное отношение ==

Погрешность U = 100=100= 2.5- допустимо до 3%

Действительный угол наклона зубьев =acos =acos

= 11.48 град

Передачу выполняем без смещения, начальные диаметры равны делительным

= = = 51.02 мм

= = = 198.98 мм

Диаметры вершин и впадин зубьев

= + 2m = 51.02 + 22.5= 56.02 мм

= + 2m = 198.98 + 22.5= 203.98 мм

= - 2m = 51.02 - 22.5= 44.77 мм

= + 2m = 198.98 - 22.5= 192.73 мм

Окружная скорость колес V= == 1.65

V = 1.65 м/с Приняли 8-ю степень точности

3.6 Проверочный расчет на контактную прочность.

3.6.1. Определяем коэффициент торцевого перекрытия

= =

= 1.65

3.6.2 Определяем для несимметричного расположения колес при НВ до 350

= 1.12

3.6.3 для V=1.65 m/c, и косозубых колес при 8 степени точности = 1.2

3.6.4. Коэффициент нагрузки == 1.121.2= 1.34

3.6.5. == = 0.78

3.6.6 При = 20 определим коэффициент , учитывающий форму сопряженных поверхностей

= = = 1.75

3.6.7 Контактные напряжения

= =

= 476.7 МПа

3.6.8 Проверим недогрузку 100=100= 4.49

3.7 Проверочный расчет по напряжениям изгиба

3.7.1 Определяем эквивалентное число зубьев и коэффициент формы зуба

= == 21.25

= == 82.87

по таблице приняли: = 3.95= 3.61

Проверим отношение = 72.91= 74.08 - для шестерни отношение меньше, расчет ведем по зубу шестерни

3.7.1 Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки между зубьями = 1.07

3.7.2 Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку = 1.06

3.7.3. Коэффициент нагрузки ==1.06= 1.13

3.7.4 Коэффициент, учитывающий наклон зубьев = 1 -= 1 –

= 0.92

3.7.5. Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки между зубьями = 0.91

3.7.6 Вычисляем по формуле:

= = 0.91 0.92

= 60.53 = 288 МПа

изгибная прочность обеспечена т.к

3.8 Усилия в зацеплении зубчатых колес

3.8.1 Окружная сила

= = = 2981.07 H

= = 2981.07 H

3.8.2 Радиальная сила

= = 2981.07 =

= 1107.16 = 1107.16

3.8.3 Осевая сила

= tan(= 2981.07tan(11.48)=

= 605.33 H = 605.33H