работа по дисциплине «Машины и оборудование отраслевого машиностроения» «Изготовление втулки цилиндра среднеоборотного дизеля» Руководитель работы Ружицская Е. В (стр. 5 из 11)
Прочность зубьев по контактным напряжениям
МПа.Недогрузка
%.Допускается недогрузка не более 15 %, а перегрузка не более 5 %.
3.1.4 Силы в зацеплении
Силы, действующие в зацеплении:
окружная
H;радиальная
H;осевая
H.3.1.5 Проверочный расчет зубьев колес по напряжениям изгиба
Коэффициент нагрузки
=1,22·0,91·1,1=1,22, где 
– коэффициент концентрации нагрузки [1, табл.10.9];
– коэффициент распределения нагрузки между зубьями[табл. 10. 11]
– коэффициент динамической нагрузки [1, табл.10.10].Эквивалентное число зубьев
у шестерни
;у колеса
.Коэффициенты формы зуба
; 
[1, табл.10.8].Коэффициент наклона зуба
.Прочность зуба шестерни и колеса на изгиб
МПа 
МПа. 
МПа 
МПа.Условие прочности выполнено.
3.2 Расчет тихоходной ступени
3.2.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений
Материал для зубчатых колес тихоходной ступени примем такой же, как и для быстроходной ступени: для шестерни - сталь 45 [1, табл. 10.2], термическая обработка – улучшение, средняя твердость HB=280; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но средняя твердость (с учетом диаметра заготовки) на 80 единиц ниже -
Допускаемые напряжения материала зубчатых колес тихоходной ступени будут иметь другое значение, в отличие от быстроходной ступени, только в том случае, если отличаются коэффициенты долговечности.
Действительное число циклов нагружения
для колеса
циклов;для шестерни
циклов.Число циклов нагружения, соответствующее пределу контактной выносливости,
циклов, 
циклов [1, табл. 10.3]. Так как 
и 
, то коэффициент долговечности 
Число циклов нагружения, соответствующее пределу выносливости при изгибе, для всех сталей
циклов. Так как 
и 
(определенны выше) больше 
, то коэффициент долговечности 
Так как материалы колес и коэффициенты долговечности для быстроходной и тихоходной ступени одинаковы, то и допустимые напряжения материалов колес равны (см. п.3.1.1).
Расчетные допускаемые контактные напряжения [
]=450 МПа.Допускаемые напряжения изгиба
для шестерни [
]=[ 
]=288 МПа,для колеса [
]=[ 
]=206 МПа.3.2.2 Проектировочный расчет передачи
Принимаем коэффициент концентрации нагрузки при несимметричном расположении колес
[1, табл. 10.5]; коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию с учетом твердости материала (допускается принимать не стандартное значение) 
[1, табл. 10.1].Межосевое расстояние из условия прочности по контактным напряжениям
мм, где 
МПа⅓ -для косозубых колес.Стандартное межосевое расстояние принимаем
мм [1, табл. 10.1],Нормальный модуль зацепления с учетом твердости колес [1, табл. 10.1]
мм,принимаем
мм [1, табл. 10.1].Угол наклона зубьев должен находиться от 8
до 22 [1, табл. 10.1], предварительно принимаем угол наклона зубьев 
.Число зубьев шестерни
принимаем
= 
Число зубьев колеса
Фактическое значение
. Отклонения фактического передаточного отношения от расчетного нет (допускается 
4,0%).Угол наклона зубьев
Основные размеры колеса и шестерни:
диаметры делительные
= 
мм; 
= 
мм;проверка
диаметры вершин зубьев
мм; 
мм;диаметры впадин зубьев
мм; 
мм;ширина зубчатого венца колеса и шестерни
мм; 
мм = 
мм.3.2.3 Проверочный расчет зубьев колес по контактным напряжениям
Коэффициент ширины шестерни по диаметру