Проектирование деталей машин (стр. 2 из 6)
2.6 Выполняем проверочные расчеты прочности ремней для плоского ремня
2.7 Проверяем условную долговечность ремней
; 
= 
=12,6 
<15 с-1;2.8 Определяем нагрузку на вал и действительное передаточное число ременной передачи
; 
3. Расчет цилиндрической передачи
Тихоходная ступень
 |
Рис 3.1 Расчетная схема цилиндрической передачи
ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТНЫМ ДАННЫМ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ:
=2 кВт – мощность на колесе цилиндрической передачи; 
=90 
- частота вращения колеса; 
- передаточное число передачи; 
– угол наклона зубьев; 
час – срок службы передачи; 
– режим работы передачи, приведенный к стандартному.материал колеса и шестерни сталь 40Х, термическая обработка колеса – ТВЧ, с твердостью HRC 45, шестерни – закалка ТВЧ, с твердостью HRC 47;
Определяем допускаемые контактные напряжения (по формуле 3.9 [1])
Предел контактной выносливости при базовом числе циклов для выбранного материала (см. табл. 3.2 [1])
Число циклов напряжений для шестерни и колеса
; 
Определяем коэффициент долговечности по формуле стр. 33 [1]
Коэффициент безопасности при закалка ТВЧ [SH]=1.2
Допускаемое контактное напряжения для шестерни и колеса
Коэффициент нагрузки для несимметричного расположения зубчатых колес относительно опор при повышенной твердости зубьев по таб. 3.1 [1] примем
(см. табл. 3.1 [1]).Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию
(см. с. 36 [1]).Рассчитываем межосевое расстояние передачи удовлетворяющее контактной выносливости активных поверхностей зубьев (см. формулу 3.7 [1]).
мм;Принимаем по ГОСТ 2185–66 (см. с. 36 [1])
ммНормальный модуль зацепления
Принимаем по ГОСТ 9563–60 (см. с. 36 [1])
Принимаем предварительно угол наклона зубьев β = 10˚ и определяем числа зубьев шестерни и колеса:
Уточняем значение угла β:
.Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
; 
,проверка:
.Диаметры вершин зубьев:
; 
,диаметры впадин:
; 
.Ширина колеса:
.Ширина шестерни:
.Окружная скорость колеса тихоходной ступени:
.При данной скорости назначаем 8-ю степень точности.
Определяем коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:
.По табл. 3.5 [1] при
, консольном расположении колес и твердости НВ>350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, 
.Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями,
(см. табл. 3,4 [1]).Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при
(см. таб. 3.6 [1]).Таким образом,
Проверяем контактное напряжение по формуле 3.6 [1]:
Недогрузка
%>5%Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени:
окружная:
Определим тип используемых подшипников:
;следовательно, будем использовать радиально-упорные шарикоподшипники.
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба см. форм. 3.25 [1]:
Коэффициент нагрузки
По табл. 3.7 [1] при
, несимметричном расположение колес, относительно опор и твердости НВ>350, значения 
.По табл. 3.8 при твердости НВ>350, скорости
и 8-й степени точности 
.Итак 
.YF– коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:
для шестерни
для колеса
При этом YF3 =4,153 и YF4 =3,61 см. с. 42 [1].
Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
По табл. 3.9 [1] для стали 40Х ТВЧ при твердости НRC48 и HRC45
, для шестерни и колеса. Коэффициент запаса прочности [sF]=1.8.Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:
для шестерни и колеса
Для шестерни отношение
;для колеса
.Дальнейший расчет ведем для зубьев шетерни, так как полученное отношение для него меньше.
Коэффициент Yβучитывает повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми (см. пояснение к формуле 3.25 [1]):
.Коэффициент КFαучитывает распределение нагрузки между зубьями. По формуле, приведенной в ГОСТ 21354–75,
