Рисунок.

1) Задание на проектирование.

1. Мощность на ведущем валу передачи- =4 кВт

2. Частота вращения ведущего вала- =3100 об/мин

3. Угловая скорость ведомого вала- =74.5 рад/с

4. Вертикальная нагрузка на выходной конус ведомого вала Q=1600 H

5. Материал шестерни и колеса - Сталь 45

2)Кинематический расчет передачи /Рис. 1/

Угловая скорость = = =324.5

ведущего вала

Передаточное отношение u= = =4.4

Полученное значение округляем до величины, входящей в стандартный ряд (рис. 1 стр.36) Принимаем u=4.5

Вращающий момент на

на валу шестерни = = =12.3

Вращающий момент на

валу колеса = *u=12.3*4.5=55.4

3) Выбор материалов и их характеристика

Рекомендуется назначить для шестерни и для колеса сталь одной и той же марки, но с помощью термообработки обеспечивать твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни на 20-30 единиц по Бринеллю выше, чем у колеса. Пологая, что диаметр заготовки шестерни менее 90 мм, а диаметр заготовки колеса более 130 мм, принимаем как для шестерни, так и для колеса сталь 45,а термообработку-улучшение с разницей в твердости рабочих поверхностей зубьев.

Таблица 1

Механические характеристики материалов

D заготовки	Заготовка	Материал	термообработка	Твердость	,МПа	,МПа
До 90	Шестерня	Сталь 45	Улучшение	230HB	440	780
Свыше 130	Колесо	Сталь 45	Улучшение	200HB	340	690

4) Проектный расчет на контактную усталость /Рис. 2/

Определяем межосевое расстояние передачи из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев. ( [1], стр.32, форм. 3.7 )

(u+1)

Где [ допускаемое контактное напряжение, определяемое по формуле ( [1], сир.33, форм. 3.9)

=

Где предел контактной выносливости при базовом числе циклов, который для углеродистых сталей с твердостью рабочих поверхностей зубьев менее 350 НВ, улучшенных, определяется по следующей формуле ( [1], стр. 34, табл. 3.2)

=2 HB+70 (МПа)

–коэффициент долговечности, При числе циклов больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации передачи, принимают

=1

[n -коэффициент безопасности. Согласно рекомендации ( [1], стр. 33)

=1,15

Так твердость рабочих поверхностей зубьев колеса меньше, то допускаемое напряжение определяем для колеса

= =409 МПа

- коэффициент ширины венца колеса по межосевому расстоянию. По рекомендации ( [1], стр. 33) принимаем =0,25 Коэффициент нагрузки = - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес =1.0 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, В принятой схеме передачи зубчатые колеса расположены симметрично относительно опор, однако на конце ведомого вала имеется консольная нагрузка, вызывающая несимметричное распределение реакций в опорах, что вызывает дополнительную деформацию валов и ухудшает условие контакта зубьев. Поэтому по рекомендации ( [1], стр. 32, табл. 3.1) принимаем коэффициент =1,1 как для несимметричного расположения зубчатых колес.

-динамический коэффициент, определяемый в зависимости от окружной скорости колес и точности их изготовления. По рекомендации ([1], стр. 40,табл. 3.5 )принимаем по окружной скорости до 5 м/с и восьмой степени точности изготовления значения коэффициента =1,05

Тогда =1,0 1,1 1,05=1,16

С учетом полученных значений межосевое расстояние

=(4,5+1) =110мм

Округляем до ближайшего стандартного значения ([1] , стр.36 )

Принимаем =112