Проверочный и проектный расчет зубчатой передачи
Вращающий момент на колесе ТII=502,8Нм Частота вращения на шестерне n1=1500 об/мин Передаточное число зубчатой передачи u=5 Коэффициент пиковой нагрузки Kn = 1,7 Циклическое контактное напряжение Пиковое контактное напряжение [ϬHmax2] = 1512 МПа Циклическое изгибное напряжение для колеса Пиковое изгибное напряжение для колеса: [ϬFmax2] = 671 МПа 1) Найдем межосевое расстояние ψα=0,4 [1. c. 35, табл. 2.5]; Кн=1,2 ψα – коэффициент ширины колеса Тр2=Т2× Кн=502,8×1,2=603,4 Нм а = 180 мм 2)Коэффициент нагрузки для зубчатых передач определяют в зависимости от окружной скорости цилиндрических передач: Сʋ=13 [1. c. 124, табл. 2.9]; 3)Используя стандартный ряд значений: 4) Определим ширину колеса: 5) Проверим циклическое контактное напряжение: 6) Определим ширину шестерни: 7) Определим модуль зацепления m=(0,01…0,02)×α = (2,24…4,48) m=1 (стр. 35, ряд стандартных чисел) 8) Найдем общее число зубьев на колесе и шестерне: На шестерне: На колесе:
Проверим изменение передаточного отношения: Проверочный расчет по контактным и изгибным напряжениям 1)Условие прочности по контактным усталостным напряжениям имеет вид: YF2=3,6; X=0 [1. c. 130, табл. 4.13]; 2)Определим циклическое изгибное напряжение для шестерни: YF1=4,12 [1. c. 130, табл. 4.13]; Следовательно, усталостного излома не произойдет. 3) Расчет по пиковым изгибным и контактным напряжениям: Пластическая деформация не произойдет. 4) Составим сводную таблицу геометрических значений зубчатой передачи: Таблица 5-Геометрические размеры зубчатой передачи
Определим другие геометрические размеры колес:
Таблица 6- Геометрические размеры зубчатых колес
Продолжение таблицы 6
Проверка: d1+d2=2a 60+300=2×180 180=180 Проверка сошлась, следовательно расчеты выполнены верно. Силы, действующие в зацеплении:
|