Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:
Записка.docx
Скачиваний:
60
Добавлен:
14.02.2015
Размер:
1.12 Mб
Скачать

Проектировочный расчет передачи

Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:

=(u + 1),

где - коэффициент вида передачи,= 450

KН - коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем KН =1.2.

Коэффициент ширины зубчатого венца = 0,4

Расчетное межосевое расстояние = 160 мм

Модуль выберем из диапазона (для прямозубых передач стандартизован нормальный модуль mn)

m=(0.1…0.2)160= 1,6…3,2

m =2,5

Суммарное число зубьев

Z=,

где =для прямозубых передач

Z= = 128

Число зубьев шестерни

Z1== 128/6,6=19.39, округляем =>Z1=19

Число зубьев колеса

Z2= ZZ1= 109

Фактическое передаточное число

uф = = 5,737

Значение uф не должно отличаться от номинального более чем на 2.5 % при u4.5 и более чем на 4 % при u > 4.5.

u = 100 = 2.44 %

Коэффициенты смещения шестерни и колеса: x1= 0 x2= 0

Ширинa венца колеса

bw2== 0,4*160=64мм

Округлим bw2 до ближайшего числа из ряда: bw2=63мм.

Ширину венца шестерни bw1 примем на 5 мм больше чем bw2:

bw1= 71 мм

Определим диаметры окружностей зубчатых колес, принимая далее для прямозубых колес m = mn.

Диаметры делительных окружностей для косозубых колес :

d1 = 47,5мм d2 = 272,5мм

Диаметры вершин зуба: da1 = d1 +2(x1+1-∆y)*m=47,5 + 2(1+0-0)*2,5 = 52,5мм

da2= d2 +2(x2+1-∆y)*m=272,5+2(1+0-0)*2,5 = 277,5мм

Диаметры окружностей впадин dfj = dj – 2m(1.25 – xj):

df1 = 41,25мм df2 = 266,25мм

Вычислим окружную скорость в зацеплении

V == 3,13м/с

Степень точности передачи выбираем в зависимости от окружной скорости в зацеплении: nст= 8

Проверочный расчет передачи

Условие контактной прочности передачи имеет вид .

Контактные напряжения равны

=,

где Z- коэффициент вида передачи, Z= 9600

KН - коэффициент контактной нагрузки,

KН =KA KHα KHβ KНV.

Коэффициент KA учитывает внешнюю динамическую нагрузку и зависит от степени равномерности нагружения двигателя и приводного вала машины. KA=1.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

KHα =1+ A (Hα – 1) Kw,

где А = 0.06 для прямозубых передач;

Kw - коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

Kw = 0.002НВ2 + 0.036(V – 9) = 0.28

Hα = 1+0,06*( nст – 5) =1.24

Hα = 1+Hα -1)*0,28 =1,0672

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

KHβ =1+ (K– 1) Kw,

где K - коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы, определяемый в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру.

= 0.5(u + 1)= 0,5*0,4*(5,6+1) = 1,32

K= 1,07 KHβ = 1+(1,07-1)*0,28 = 1,196

Динамический коэффициент

KНV = 1,12

Окончательно получим

KH = 1*1,12*1,196*1,0672 = 1,429

Расчетные контактные напряжения

= = 465,73 МПа

Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Расчет перегрузки или недогрузки выполним по формуле

=100== 0,13 % - недогрузка

Условия изгибной прочности передачи имеют вид FjFPj.

Напряжение изгиба в зубьях шестерни

,

где YFj  коэффициенты формы зуба;

KF - коэффициент нагрузки при изгибе;

Y  коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность: Y= 1

Напряжение изгиба в зубьях колеса.

Коэффициенты формы зуба

YFS1=3.47 +

где ZVj - эквивалентное число зубьев, для прямозубых передач ZVj = Zj,

Коэффициент нагрузки при изгибе

KF = KFα KFβ KFV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

KFα = 1,24

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

KFβ = 1.0574

Динамический коэффициент при НВ2 < 350

KFV =1.3

KF = 1,62

Напряжения изгиба

F1 =

F2 =