Проверочный расчет передачи

 

1. Силы в зацеплении.

Окружная сила на среднем диаметреколеса (с. 23 [2]):

 

(2.9)

где =0,857·=мм

Н

Находим осевую силу на шестерне по формуле (с. 23 [2]):

 

(2.10)

 

где  - коэффициент учитывающий направление вращения шестерни и направление наклона зубьев, определяем по формуле (с. 23 [2]):

(2.11)

 

 Н

Находим осевую силу на шестерне по формуле (с. 23 [2]):

(2.12)

 

где  - коэффициент учитывающий направление вращения шестерни и направление наклона зубьев, определяем по формуле (с. 23 [2]):

(2.13)

 

 Н

Напряжение изгиба в зубьях колеса определим по формуле (с. 23 [2]):

 

 (2.14)

 

где - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (с.16 [2]), =1,1;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (с.16 [2]),

=1,44;

- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), =3,92;

b - ширина колеса, мм;

- торцовый модуль передачи, мм;

F_t – окружная сила, Н;

- коэффициент вида конических колес, =1(с. 20[2]).

МПа

Напряжение изгиба в зубьях шестерни определим по формуле (с. 23 [2]):

 

(2.15)

где    - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), =3,92;

- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), =3,65;

- напряжение изгиба на колесе, МПа.

МПа

Так как [σ]_F1=370 МПа, [σ]_F2=370 МПа и σ_F1=277,688 МПа, σ_F2=298,23 МПа, что удовлетворяет условию [σ]_F1  σ_F1 , [σ]_F2  σ_F2 , то колеса прошли проверку по напряжениям на изгиб.

Проверяем зубья колес по контактным напряжениям по формуле (с.26 [2]):

 

 (2.16)

 

где  -коэффициенты учитывающие распределение нагрузки между зубьями, неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии, дополнительные динамические нагрузки, =1,45(с.26 [2]);

       - коэффициент вида конических колес, =1,3 (с. 26[2]).

 МПа

Определяем, погрешность

 

%         (2.17)

 

%=1,8%

Колеса перегружено на 1,8%.

Вывод

 

При определении погрешности передаточного числа, получили Δi= 1,2% , что позволяет сделать вывод- передаточное число выбрано, верно.

Так как [σ]_F1=370 МПа, [σ]_F2=370 МПа и σ_F1=277,688 МПа, σ_F2=298,23 МПа, что удовлетворяет условию [σ]_F1  σ_F1 , [σ]_F2  σ_F2, то колеса прошли проверку по напряжениям на изгиб.

В результате расчетов определили, что 1,8% перегрузки. Это величина не превышает допустимого значения (5 % перегрузки и 10 % недогрузки), следовательно, колеса прошли проверку по контактным напряжениям.

Расчет промежуточной прямозубой цилиндрической зубчатой передачи

 

Задача

 

Провести проектный расчет, подобрать материал, определить основные геометрические параметры и проверить на контакт.

 

Расчетная схема

 

Рисунок 2.1 – Расчетная схема зацепления колес

Данные для расчета

 

Данные для расчета передачи берем из кинематического расчета.

 

Таблица 3.1 - силовые и скоростные параметры для расчета промежуточной передачи

/Параметр	Р, кВт	Т, Н·м	ω, с-1	n , об/мин	i
2 вал	6,576	54,2	121,4	1160	4,24
3 вал	6,312	220,1	28,68	274

 

Условие расчета

 

Проектный расчет ведем на контакт, так как основной вид разрушения закрытых зубчатых передач - поверхностное выкрашивание зубьев в зоне контакта. Проверяем на контакт и изгиб.