Определение межосевого расстояния цилиндрической зубчатой пары

Выбор материала зубчатых колес.

Выбираем рекомендуемую для зубчатых колес сталь 40ХН2МА со следующими параметрами:

Е=2,1∙10⁵ МПа; НВ=330

4.2 Выбор относительной ширины зубчатого венца:

В соответствии с рекомендациями при межопорном расположении колес и пониженной их твердости принимаем ψ_ba =0,2.

4.3 Выбор степени точности зацепления:

Ввиду невысокой окружной скорости принимаем седьмую степень точности и вид сопряжения F.

4.4 Выбор формы выполнения зубьев:

Выбираем прямые зубья с

4.5 Определение предельных контактных напряжений на поверхностях зубьев шестерни и колеса:

Расчет ведем по напряжениям шестерни, т.к. она является более слабым звеном:

- базовое число циклов

Расчетное число циклов:

Т.к., то

4.6 Определение допускаемого контактного напряжения:

=1,3 – запас прочности при расчете на контактную прочность

– коэффициент, учитывающий влияние шероховатости

– коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости

4.7 Определение значений коэффициентов К_Нα, К_Нβ, К_Нυ.

К_Нα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

К_Нα=1 – для прямозубых передач

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба

для прямозубых пар

- коэффициент относительной твердости контактных поверхностей

- коэффициент, учитывающий податливость обода

- коэффициент, учитывающий влияние прогиба вала

К_Нυ=1 - коэффициент внутренней динамической нагрузки в первом приближении

4.9 Определение модуля зубчатой передачи в первом приближении:

Ближайшее большее стандартное значение m=0,7

4.10 Определение основных геометрических размеров третьей ступени цилиндрической зубчатой передачи:

– диаметр начальной окружности

- диаметр окружностей вершин зубьев

- диаметр окружностей впадин

Окончательная величина межосевого расстояния:

Рабочая ширина зубчатого венца

5 Поверочный расчет зубьев передачи на контактную прочность.

5.1 Определение коэффициентов Z_H, Z_M, Z_ε.

– коэффициент, учитывающий форму поверхности зубьев.

- коэффициент, учитывающий механические свойства материала колес

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

5.2 Удельная расчетная окружная сила:

- окружная сила

Уточняем коэффициент динамической нагрузки на зуб:

- удельная окружная динамическая нагрузка на зубья

- коэффициент, учитывающий твердость рабочей поверхности (из табл. 6.1)

- коэффициент, учитывающий погрешность зацепления по шагу (из табл.6.2)

– окружная скорость

- предельное значение удельной окружной динамической силы (из табл. 6.2)

,значит, берем.

1.3 Расчетные контактные напряжения:

5.4 Проверка контактной прочности рабочих поверхностей зубьев:

, или МПа <

Зубья шестерни и колеса прочны при действии контактных напряжений.

6 Поверочный расчет зубчатой передачи

на прочность при изгибе.

6.1 Определение расчетного изгибного напряжения у основания зуба и шестерни:

- коэффициент, учитывающий форму профиля зуба

- коэффициент, учитывающий наклон зуба

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

- коэффициент, учитывающий дополнительную динамическую нагрузку на зуб

- удельная окружная динамическая нагрузка

- предельное значение удельной окружной динамической силы (из табл. 6.2)

,значит, берем

К_Fα=К_Нα=1

– удельная расчетная окружная сила

Расчетные местные напряжения изгиба у основания зуба шестерни и колеса:

6.2 Определение предельных напряжений изгиба в зубьях шестерни и колеса:

- расчетное число циклов изменения напряжений изгиба

- эквивалентная расчетная длительность цикла

Т.к. и,

то

6.3 Определение допускаемых напряжений изгиба для зубьев шестерни и колеса:

- коэффициент безопасности при расчете на изгиб

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса

6.4 Проверка изгибной прочности зубьев шестерни и колеса:

или

или

Зубья шестерни и колеса прочны при действии напряжений изгиба.

8 Проектировочный расчет валов.

8.1 Входной вал:

9 Расчет на прочность выходного вала.

9.1 Выбор расчетной схемы: Вал второй передачи.

9.2 Определение расчетных нагрузок, действующих в зацеплении зубчатых колес:

9.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов:

Находим реакции опор.

Плоскость XOZ:

Плоскость XOY:

Изгибающие и крутящий моменты:

9.4 Выбор расчетного сечения:

Расчет ведем по сечению 1, т.к. в данном сечении максимальны изгибающие моменты и имеется концентратор напряжения в виде паза под шпонку.

9.5 Проверочный расчет вала по сечению 1:

Напряжения изгиба в расчетном сечении:

Напряжения кручения в расчетном сечении:

Запас прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент снижения предела выносливости:

– эффективный коэффициент концентрации

- масштабный коэффициент

- коэффициент, учитывающий шероховатость

- коэффициент, учитывающий поверхностное упрочнение

Запас прочности по касательным напряжениям:

Аналогично напряжениям изгиба, берем

Суммарный запас прочности:

Условие прочности во много выше вал можно сделать полым.

10 Проверка работоспособности подшипников выходного вала редуктора.

10.1 Подшипник в опоре А:

Долговечность подшипников в миллионах оборотов:

- коэффициент, зависящий от материала

- коэффициент долговечности

- показатель степени

– динамическая грузоподъемность

Эквивалентная нагрузка:

Из условий работы подшипника:

; Y=0; V=1;;

Работоспособность подшипника в опоре А обеспечена.

10.2 Подшипник в опоре В:

Эквивалентная нагрузка:

Из условий работы подшипника:

; Y=0; V=1;;

Работоспособность подшипника в опоре В обеспечена.

11 Расчет шпоночного соединения.

Расчет ведем по напряжениям смятия:

Выбранная шпонка обеспечивает передачу вращательного момента.

Дата добавления: 2014-01-15