Вал электродвигателя | Быстроходный вал | ТихоходныйВал | Подвенцовая шестерня | Барабан |
980 | 980 | 64,22 | 64,22 | 6,42 |
2.3.5 Проектный расчет зубчатой цилиндрической передачи
2.3.5.1 Определение допускаемого контактного напряжения
Расчет ведем по [7].
Допускаемое контактное напряжение определяется по зависимости
; (3.53)Где
- предел контактной выносливости зуба, соответствующий эквивалентному числу циклов, МПа; - коэффициент безопасности; для зубчатых колес с однородной структурой материала [7, стр. 33]; - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев, для зубчатых передач 9 степени точности ; - коэффициент, учитывающий окружную скорость; при ; - коэффициент, учитывающий влияние смазки; из-за недостаточности экспериментальных данных принимается равным единице, ; - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса; ориентировочно принимаем ,Предел контактной выносливости зуба, соответствующий эквивалентному числу циклов:
; (3.54)Где
- допускаемое контактное напряжение, соответствующее базовому числу циклов напряжений; - коэффициент долговечности при расчете на контактную выносливость.Допускаемое контактное напряжение, соответствующее базовому числу циклов напряжений:
; (3.55)Где
- средняя твердость для двух предельных значений твердости колес, приняты в пункте 2.3.В численном значении получаем:
; .Коэффициент долговечности при расчете на контактную выносливость:
; (3.56)Где
- базовое число циклов перемены напряжений соответствующее длительному пределу выносливости; - эквивалентное число циклов перемены напряжений.Базовое число циклов перемены напряжений соответствующее длительному пределу выносливости:
; (3.57) ; .При постоянной нагрузке и зацеплении с одним колесом:
; (3.58)Где
- полное число часов работы за расчетный срок службы, принимаем ; - частота вращения.В численном значении получаем:
; .Так как
, то . .Предел контактной выносливости зуба, соответствующий эквивалентному числу циклов по формуле (3.54)
барабанный конвективный сушилка сахарный
Подставляя полученные значения в формулу (3.53) получим:
; .Для прямозубых колес в качестве
принимается допускаемое контактное напряжение того зубчатого колеса, для которого оно меньше. Таким образом2.3.5.2 Определение межосевого расстояния
Определяем межосевое расстояние венцового зацепления по формуле
; (3.59)Где
- крутящий момент на шестерне; - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине; - вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач ; - коэффициент ширины колес относительно межосевого расстояния; принимаем .Коэффициент
выбираем в зависимости от относительной ширины зубчатого венца шестерни : ; (3.60) .Тогда в соответствии с [7, табл.3.5, стр. 32]
.Значение межосевого расстояния по формуле (3.59):
.Согласно [7, стр. 30] полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения
.2.3.5.3 Определение модуля передачи
Значение модуля m для улучшенных колес определяется из следующего выражения:
; (3.61) .Согласно [7, стр. 30] принимаем стандартное значение модуля
.2.3.5.4 Суммарное число зубьев
Суммарное число зубьев:
; (3.62) .2.3.5.5 Число зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни:
; (3.63) .Значение z1 округляем в ближайшую сторону до целого числа. Принимаем z1=18.
Число зубьев колеса определяем по формуле:
; (3.64) .2.3.5.6 Фактическое передаточное число
Находим фактическое передаточное число:
; (3.65) .Отклонение фактического передаточного от номинального
что допустимо [7, стр. 30].
2.3.5.7 Расчет основных геометрических параметров
Определяем делительный диаметр шестерни: