Расчет и проектирование открытой цилиндрической прямозубой передачи

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНО ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

КАЗАНСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ АКАДЕМИЯ ВЕРИНАРНОЙ МЕДИЦИНЫ

имени Н.Э. БАУМАНА

Факультет биотехнологии и стандартизации

Кафедра механизации

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту по дисциплине:

Детали машин и основы конструирования

Тема: Расчет и проектирование открытой цилиндрической прямозубой передачи.

Разработал:

Хикматуллина Р.Р.

группа: 231

Руководитель:

Капаев В.И.

г. Казань

2011



Введение

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине - это высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, малые габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Зубчатая передача - это механизм или часть механизма, в состав которого входят зубчатые колеса.

Цилиндрические зубчатые передачи - отличаются надёжностью и имеют высокий ресурс эксплуатации. Обычно применяются при особо сложных режимах работы, для передачи и преобразования больших мощностей. Цилиндрические передачи бывают прямозубыми, косозубыми и шевронными.

Прямозубые цилиндрические передачи легко изготавливать, но при их работе возникает высокий шум, они создают вибрацию и из-за этого быстрее изнашиваются.



1. Кинематическая схема привода

Т₂= 280 Нм; n₂ = 450 об/мин; режим нагрузки - I;L_r=10 лет при односменной работе

1. Колесо зубчатое ведущее (шестерня).

2. Колесо зубчатое ведомое.

3. Подшипник качания.

I. Вал ведущий редуктора.

II. Вал ведомый редуктора.



2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет редуктора

Исходя из условий задачи, электродвигатель можно выбрать двумя способами:

В первом способе рассчитываем потребную мощность по формуле

P=

Затем определяем диапазон частот вращения вала электродвигателя

n_{эд =} n₂* (u_{min ...} u_max)

Далее по рассчитанной мощности P и диапазону частот вращения вала выбираем электродвигатель таким образом, чтобы его номинальная мощность P_min?P, а номинальная частота n_ном вращения вала, была самой близкой к большему значению диапазона n_эд

Мы же остановимся на втором способе и поэтому приступим к его расчету

2.1 Коэффициент полезного действия редуктора

Рассчитываем коэффициент полезного действия по формуле:

з _общ= з₁ * з₂²

где з₁ - КПД открытой зубчатой передачи

з₂ - КПД одной пары подшипников качения



Таблица 1

Типы передач:	КПД
Закрытая зубчатая цилиндрическая коническая	0.97…0.98 0.96…0.97
Открытая зубчатая:	0.95…0.96
Закрытая червячная при числе заходов червяка Z1=1 Z1=2 Z1=4	0.70…0.75 0.80…0.85 0.80…0.95

Потери на трение в подшипниках оцениваются множителем з₂=0.99…0.995 на обе опоры каждого вала.

Задаем значение з₁=0,96, з₂=0,99. Тогда:

з _общ=0,96*0,99²=0,94

2.2 Угловая скорость ведомого вала

Зная частоту вращения ведомого вала, можем определить угловую скорость

n₂=30*щ₂/р;

щ₂₌n₂*р/30

щ₂=450*р/30=47,1 рад/с

2.3 Мощность на ведомом валу

Зная частоту, крутящий момент и угловую скорость на ведомом валу можем рассчитать мощность.

T₂=P₂*10³/щ₂;P₂=T₂*щ₂/10³

P₂=280*47,1/10³=13,188 кВт

2.4 Потребная мощность электродвигателя

P_1(потр.)=P₂/з_общ

P_1(потр.)=13,188/0,94=14,03 кВт

2.5 Максимальные значения передаточного числа

Тип передачи	u	umax	Допускаемые отклонения
Зубчатая цилиндрическая	2…5	6,3	при u?4,5±2,5% при u>4,5±4,0%
Зубчатая коническая	1…4	6,3	±3%
Червячная	8…63	80	±5%

Принимаем u_max=6,3

2.6Максимальная частота вращения ведущего вала

n_1max=n₂*u_max

n_1max=450*6,3=2835 об/мин

2.7 Выбор электродвигателя

Учитывая перегрузку двигателя, по мощности равной 5-8%, принимаем округленное значение. привод редуктор ведомый вал

P_1(потр.)?15кВт

По и максимальной частоты вращения вала n_1max. Выбираем электродвигатель так, чтобы его номинальная мощность была больше и равна рассчитанной потребной мощности P_1(потр.),а номинальная частота электродвигателя соответствовала передаточному числу uи u_max.

Выбираем электродвигатель марки RA180L6

Его характеристики n_э(1)=970 об/мин, P_ном=15,0 кВт

Теперь можем рассчитать передаточное число, угловую скорость и вращающий момент на ведущем валу

2.8 Передаточное число передачи

u=n_э(1)/n₂=щ_э(1)/щ₂

u=970/450=2,15

2.9Угловая скорость ведущего вала

щ₁=щ₂=р*n_э(1)/30

щ₁=щ₂=3,14*970/30=101,52 рад/с

2.10Вращающий момент на ведущем валу

T₁=T₂/u*з_общ

T₁=280/2,15*0,94=138,54 Hм



3. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Марка стали	Термическая обработка	Твердость, НВ	уT, МПА	Dпред, мм
		сердцевины	поверхности
45	Улучшение >>	235…262 269…302	235…262 269…302	540 650	125 80
40Х	>> >> Улучшение и закалка ТВЧ	235…262 269…302 269…302	235…262 269…302 HRC 45…50	640 750 750	125 80 80
40ХН, 35ХМ	Улучшение >> Улучшение и закалка ТВЧ	235…262 269…302 269…302	235…262 269…302 HRC 48…53	630 750 750	200 125 125
20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХН3А, 25ХГМ	Улучшение, цементация и закалка	300…400	HRC 56…63	800	125

3.1 Выбор материалов

Из таблицы выбираем понравившиеся нам материалы и вид термообработки для зубчатых колес:

Для шестерни принимаем:

марку стали 40ХН,

термообработка (Т.О.)-улучшение

твердость Н=НВ₁260 ед. (из диапазона 235…262)

Для колеса принимаем:

марку стали 45,

термообработка (Т.О.)-улучшение

твердость Н=НВ₂ 240 ед. (из диапазона 235…262)



3.2 Контактная прочность

Термообработка	Группа сталей	уHlim b, МПа	уF lim b, МПа	уH max, МПа	уF max, МПа
Улучшение	45,40Х, 40ХН, 35ХМ	2*НВ+70	1,08*НВ	2,8*у	2,74*HB
Закалка ТВЧ по контору зубьев	40Х, 40ХН, 35ХМ	17*HRC+200	600… …700	40*HRC	1260
Закалка ТВЧ сквозная			500… …600		1430
Цементация и закалка	20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХН3А, 25ХГМ	23*HRC	750… …800		1200

у_Hlimb - предел контактной выносливости

у_Flimb - предел изгибной выносливости

у_Hmax - максимальная контактная прочность

у_Fmax - максимальная изгибная прочность

у_Hlimbi = 2*HB+70

Производим расчет контактной прочности для шестерни:

у_Hlimb1=2*260+70=590 МПа

S_H= 1,1 - коэффициент безопасности, который принимают равным 1,1 при нормализации, улучшения или объемной закалке.

Учитывая исходные данные (L_r=10 лет при односменной работе) рассчитаем K_год и K_сут - коэффициенты использования передачи в году и сутках

Среднее количество рабочих дней в году примем приблизительно 250

К_год=250/365=0,7

Т.к. одна рабочая смена составляет 8 ч, то находим

К_сут=8/24=0,33

Рассчитаем ресурс передачи в час по формуле

L_h=365*K_год*24*K_сут*L_r

L_h=365*0,7*24*0,33*10=20235,6 часа

Далее находим число нагружений

N₁=N_HEI=N_FEI=60*n₁*c*L_h

гдеn₁- частота вращения зубчатого колеса, по материалу которого определяют допускаемые напряжения, об/мин

с - число зацеплений зуба за один оборот зубчатого колеса (с равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым) с=1

N₁=60*970*1*20235,6=11777119 циклов

N_HG1=HB₁³

N_HG1=HB₁³=260³=17576000 циклов

ЕслиN_i>N_HG1, то принимаем N_i=N_HG1 , а коэффициент долговечностиK_HLiприравниваем к единице, K_HL1=1

Таким образом, K_HL1=1

[у]_H1= у_Hlimb1*K_HLi/S_H ,МПа

[у]_H1=590*1/1,1=536,36 МПа

Производим расчет контактной прочности для колеса (используем те же формулы что и для шестерни)

у_Hlimb2=2*240+70=550МПа ;

S_H,K_год , K_сут и L_hимеют те же значения, что и для шестерни

K_год = 0,7

K_сут= 0,33

S_H=1,1

L_h=20235,6

N₂=60*450*1*20235,6=54636120 циклов

N_HG2=HB₂³=240³=13824000 циклов

K_HL2=1

[у]_H2=550*1/1,1=500 МПа

3.3 Изгибная прочность

Для шестерни

у_Flimb=1,08*HB

у_Flimb1=1,08*260=280,8 МПа

Базовое число нагруженийN_FG=4*10⁶для всех сталей

N_FG=4*10⁶=4000000 циклов

N₁=60*970*1*20235,6=11777119 циклов (рассчитано ранее)

Т.к. N₁>N_FG, то коэффициент долговечности K_FL1приравниваем к единице, K_FL1 =1

Y_A=1- г_A, где

Y_A- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки

г_A - коэффициент, принимаемый из нормализованных и улучшенных сталей равным 0,35 из закаленных - 0,25, из азотированных - 0,1. В нашем случае

г_A=0,35

Y_A=1-0,35=0,65

S_F - коэффициент запаса прочности, который рекомендуют принимать равным 1,75 для зубчатых колес, изготовленных из поковок и равным 2,3 изготовленных из литых заготовок. ПринимаемS_F=2,3,Мпа

[у]_F1= у_Flimb1*K_FL1* Y_A/ S_F ,Мпа

[у]_F1= у_Flimb1*K_FL1* Y_A/ S_F=280,8*1*0,65/2,3=79,36 МПа

Для колеса (вычисляем точно так же, как и для шестерни)

у_Flimb2=1,08*240=259,2 МПа

N_FG=4*10⁶=4000000 циклов

N₂=60*450*1*20235,6=54636120 циклов (рассчитано ранее)

Т.к. N₂>N_FG , то коэффициент долговечности K_FL2приравниваем к единице,

K_FL2=1

Y_A=1-0,35=0,65

S_F=2,3

[у]_F2= у_Flimb2*K_FL2* Y_A/ S_F=550*1*0,65/2,3=155,43 МПа



4. Расчет передачи

4.1 Модуль передачи

Примем число зубьев шестерни z₁=25, тогда z₂=z₁*u=25*2,15=53,75 зуба. Принимаем z₂=54 зубьям, тогда фактическое передаточное число

u_ф=z₂/z₁=54/25=2,16

Значения коэффициента формы зуба Y_Fiпри коэффициенте смещения исходного контура х=0

zi	17	20	25	30	40	50	60	?80
YFi	4,30	4,12	3,96	3,85	3,75	3,73	3,73	3,74

Коэффициент формы зуба Y_F1=3,96 при z₁=25

Коэффициент формы зуба Y_F2=3,73 при z₂=54

Если [у]_F1>[у]_F2, т.е. материал шестерни более прочнее, чем материал колеса, расчет ведут по тому из зубчатых колес, у которого меньшее отношениеY_Fi/[у]_Fi, т.е. по наиболее «слабому» из зубчатых колес,

Y_F1/[у]_F1=3,96/79,36=0,049899 ;

Y_F2/[у]_F2=3,73/155,43=0,023998 - расчет ведем по шестерне.

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев Y_еопределяется по формуле Y_е=1/е_б, где коэффициент торцевого перекрытия е_б для передач без смешения можно определить по приближенной формуле

е_б=1,88-3,2*(1/z₁+1/z₂).

е_б=1,88-3,2*(1/25+1/54)=1,7

Y_е=1/1,7=0,58

Для прямозубых зубчатых колес (в основном открытые передачи) коэффициент угла наклона зуба Y_в=1

Значение коэффициента ш_m=b/mнаходится в пределах от 6 до 15. Нижние значения для повторно-кратковременных режимов работы, значительных перезагрузок и средних скоростей; верхние значения для длительных режимов работы, небольших перегрузок и высоких скоростей. Учитывая режим нагружения, который задан как Iпринимаем значение ш_m=7.

Износ открытых передач обычно допускается до 25% первоначальной толщины зубьев, считая по делительной окружности. Это примерно соответствует заострению зубьев. Прочность на изгиб при этом уменьшается в 2 раза. Поэтому рассчитанное допускаемое напряжение [у]_Fi также уменьшается в 2 раза, т.е. [у]'_Fi=[у]_Fi/2. Т.к. расчет ведем по шестерне

[у]'_F1=[у]_F1/2=79,36/2=39,68 МПа

K_F=K_Fн*K_Fв, где

K_F - коэффициент нагрузки. K_Fн - коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки в зависимости от окружной скорости, степени точности изготовления и твердости рабочих поверхностей зубьев

K_Fв - коэффициент учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии из-за неточности изготовления расположения опор.

На данном этапе мы не можем рассчитать коэффициент нагрузки K_F т.к. составляющие K_Fн и K_Fвможно определить только после расчета всех геометрических и скоростных параметров, поэтому исходя из значений 1,2…1,5 принимаем K_F = 1,5 т.к. в исходных данных указан режим нагрузки I, который означает большую динамичность нагрузки и интенсивную работу.

K_F = 1,5

Теперь можем рассчитать модуль передачи m по формуле

Расчет ведем по шестерне

=1,85мм

Стандартные значения модуля m для цилиндрических зубчатых колес

1-й ряд	1	1,25	1,5	2	2,5	3	4	5	6
2-й ряд	1,125	1,375	1,75	2,25	2,75	3,5	4,5	5,5	7

1-й ряд следует предпочитать 2-му

1-й ряд	8	10	12	16	20	25	32	40
2-й ряд	9	11	14	18	22	28	36	45

Найденное значение модуля зубьев округляем до стандартного по ГОСТ m=2 мм

4.2 Размеры зубчатых колес

d₁=m*z₁ делительные диаметры шестерни d₁иколеса d₂

d₂=m*z₂ d₁=2*25=50 мм

d₂=2*54=108 мм

Определим ширину колеса:

b₂=ш_m*m; b₂=7*2=14 мм



Ряд нормальных линейных размеров (R_a40)

3,2	5,6	10	18	32	56	100	180	320	560
3,4	6,0	10,5	19	34/35	60/62	105	190	340	600
3,6	6,3	11	20	36	63/65	110	200	360	630
3,8	6,7	11,5	21	38	67/70	120	210	380	670
4,0	7,1	12	22	40	71/72	125	220	400	710
4,2	7,5	13	24	42	75	130	240	420	750
4,5	8,0	14	25	45/47	80	140	250	450	800
4,8	8,5	15	26	48	85	150	260	480	850
5,0	9,0	16	28	50/52	90	160	280	500	900
5,3	9,5	17	30	53/55	95	170	300	530	950

Для компенсации неточностей установки колес в осевом направлении ширину шестерниb₂принимают на 3…5 мм больше ширины колеса т.е.

b₁=b₂+(3…5) , мм b₁=14+(3…5)=17…19 ,мм

По таблице принимаем b₁=19 , мм

Вычислим диаметры вершин зубьев d_a и впадин d_f, выполненных без смещения, по формулам:

d_a1=d₁+2*m

d_a1=50+2*2=54 d_a1=54,мм

d_f1=d₁-2,5*m

d_f1=50-2,5*2=45 d_f1=45 ,мм

d_a2=d₂+2*m d_a2=108+2*2=112 d_a2=112 ,мм

d_f2=d₂-2,5*m d_f2=108-2,5*2=103 d_f2=103 ,мм

4.3 Межосевое расстояние

Межосевое расстояние определяем по формуле

?_w=(d₁+d₂)/2 ,мм

?_w=(50+108)/2=79 ,мм

4.4 Окружная скорость с учетом угловой скорости

х=щ₁*d₁/2*1000 , м/с

х=101,52*50/2*1000=2,538 ,м/с

Допустимые окружные скорости х (м/с) в зависимости от степени точности ST

х,(не более)	20	12	6	3
ST	6-я (повышенная точность)	7-я (нормальная точность)	8-я (пониженная точность)	9-я (грубые передачи)

Назначим степень точности 9-ю

4.5 Силы в зацеплении

Окружная - F_t=2*1000*T₁/d₁=2*1000*138,54/50=5541,6 , Н

Радиальная - F_r= F_t*tgб=496,4*0,364=2017,14 , Н (для стандартного угла б=20° tgб=0,364)

4.6 Проверка зубьев на изгибную прочность



Отклонение вычисляем по формуле

?_у=

?_у=

Отклонение ?_у не должно превышать +5% , а по запасу прочности не более [-10…-15]%.

В противном случае производят перерасчет при измененных параметрах (модуль m и соответственно, ширина, межосевое расстояние и т.д.) в сторону увеличения при недостаточной прочности и уменьшения при превышении прочности.

Найденное отклонение отвечает оговоренным рекомендациям.

4.7 Проверка зубьев на контактную прочность

шd	Твердость зубьев колеса НВ	Коэффициент для схемы передачи (рис.2)
		1	2	3	4	5	6	7	8
0,4	?350 >350	2,4 1,7	1,9 1,45	1,6 1,3	1,36 1,18	1,2 1,1	1,12 1,06	- -	- -
0,6	?350 >350	3,1 2,05	2,4 1,7	2,0 1,5	1,6 1,3	1,34 1,17	1,24 1,12	1,14 1,07	- -
0,8	?350 >350	- -	- -	2,4 1,7	1,86 1,43	1,54 1,27	1,4 1,2	1,26 1,13	1,1 1,05
1,0	?350 >350	- -	- -	2,8 1,9	2,15 1,56	1,8 1,4	1,6 1,3	1,4 1,2	1,2 1,1
1,2	?350 >350	- -	- -	3,2 2,1	2,4 1,7	2,1 1,5	1,8 1,4	1,6 1,3	1,3 1,15
1,4	?350 >350	- -	- -	- -	2,8 1,9	2,4 1,7	2,0 1,5	1,8 1,4	1,4 1,2
1,6	?350 >350	- -	- -	- -	- -	2,8 1,9	2,4 1,7	2,0 1,5	1,6 1,3



ш_d== =0,28

Степень точности	Твердость зубьев колеса НВ	Коэффициент для прямых зубьев при окружной скорости х, м/с
		1	2	4	6	8	?10
6	?350	-	-	-	1,17	1,23	1,28
	>350	-	-	-	1,10	1,15	1,18
7	?350	-	-	1,14	1,21	1,29	1,36
	>350	-	-	1,09	1,14	1,19	1,24
8	?350	-	1,08	1,16	1,24	1,32	1,40
	>350	-	1,06	1,10	1,16	1,22	1,26
9	?350	1,05	1,10	1,20	-	-	-
	>350	1,04	1,07	1,13	-	-	-

При ш_d ?0,4 и схеме передач определим начальный коэффициент концентрации нагрузки

В нашем случае выбираем схему 6

Режимы нагружения	0	I	II	III	IV	V
X	1,000	0,750	0,500	0,400	0,315	0,200

X - коэффициент режима нагрузки

Выбираем X = 0,750

Коэффициент при переменной нагрузке вычисляем по формуле:

K_Hв=K⁰_Hв(1-x)+x=1,12*(1-0,75)+0,75=1,03

Степень точности	Твердость зубьев колеса НВ	Коэффициент KHх для прямых зубьев при окружной скорости х, м/с
		1	2	4	6	8	?10
6	?350	-	-	-	1,17	1,23	1,28
	>350	-	-	-	1,10	1,15	1,18
7	?350	-	-	1,14	1,21	1,29	1,36
	>350	-	-	1,09	1,14	1,19	1,24
8	?350	-	1,08	1,16	1,24	1,32	1,40
	>350	-	1,06	1,10	1,16	1,22	1,26
9	?350	1,05	1,10	1,20	-	-	-
	>350	1,04	1,07	1,13	-	-	-

Рис.2 Схемы передач

шd	Твердость зубьев колеса НВ	Коэффициент для схемы передачи (рис.2)
		1	2	3	4	5	6	7	8
0,4	?350 >350	2,01 1,53	1,67 1,34	1,46 1,23	1,27 1,13	1,16 1,08	1,09 1,05	- -	- -
0,6	?350 >350	2,47 1,75	2,01 1,53	1,74 1,38	1,46 1,23	1,26 1,14	1,16 1,08	1,08 1,06	- -
0,8	?350 >350	- -	- -	2,01 1,53	1,62 1,32	1,41 1,21	1,31 1,16	1,21 1,08	1,08 1,04
1,0	?350 >350	- -	- -	2,28 1,67	1,82 1,42	1,6 1,31	1,46 1,23	1,31 1,16	1,16 1,08
1,2	?350 >350	- -	- -	2,54 1,81	2,04 1,53	1,8 1,42	1,6 1,31	1,46 1,23	1,23 1,11
1,4	?350 >350	- -	- -	- -	2,28 1,67	2,01 1,53	1,74 1,5	1,6 1,31	1,32 1,16
1,6	?350 >350	- -	- -	- -	- -	2,23 1,67	2,01 1,53	1,74 1,38	1,46 1,23

коэффициент ш_d== =0,28

При ш_d?0,4 и схеме передач определим начальный коэффициент концентрации нагрузки K⁰_Fв. В нашем случае выбираем схему 6

K⁰_Fв=1,09

Режимы нагружения	0	I	II	III	IV	V
X	1,000	0,750	0,500	0,400	0,315	0,200



X - коэффициент режима нагрузки

Выбираем Х=0,750

Коэффициент K_Fв при переменной нагрузке вычисляем по формуле:

K_Fв=K⁰_Fв(1-x)+x=1,09*(1-0,75)+0,75=1,02

Степень точности	Твердость Зубьев колеса НВ	Коэффициент KFх для прямых зубьев при окружной скорости х, м/с
		1	2	4	6	8	?10
6	?350	-	-	-	1,40	1,58	1,67
	>350	-	-	-	1,11	1,14	1,17
7	?350	-	-	1,33	1,50	1,67	1,80
	>350	-	-	1,09	1,13	1,17	1,22
8	?350	-	1,20	1,38	1,58	1,78	1,96
	>350	-	1,06	1,12	1,16	1,21	1,26
9	?350	1,13	1,28	1,50	-	-	-
	>350	1,04	1,07	1,14	-	-	-

Так как значение окружной скорости х=2,538 м/с лежит между значениями 2 и 4, коэффициент динамической нагрузки K_Fх находим с помощью интерполяции

2	1,20
2,538	KFх(?)
4	1,38

K_Fх=1,20+1,25;

K_Fх=1,25

Проводим проверку по шестерне:

Y_F1=3,96 (раздел 4.1) K_FД=K_FЕ ?1

При N₁>10⁸ принимают K_FД=1, не прибегая к вычислениям коэффициентов

K_FЕ и

Т.к. N₁>10⁸, т.е. 1165570560>100000000 (вычисления N₁ в разделе 3.2)

принимаем K_FД=1

проверка зубьев шестерни на изгибную прочность:

у_F1=

Для прямозубых колес K_Fб =1 и Y_в = 1

у_F1=

Так как значение окружной скорости х=2,538 м/с лежит между значениями 2 и 4, коэффициент динамической нагрузки K_Hх находим с помощью интерполяции

2	1,08
2,538	KHх(?)
4	1,16

K_Hх=1,08+1,1; K_Hх=1,1

Режим нагружения	Коэффициенты эквивалентности
	KHE	KFE
		H?HB 350	H?HRC 40
0	1,00	1,000	1,000
I	0,80	0,810	0,840
II	0,63	0,725	0,775
III	0,56	0,680	0,745
IV	0,50	0,645	0,715
V	0,40	0,575	0,665

Если N_i > N_HG , то N_i= N_HG и следовательно K_HД=K_HE

Коэффициент долговечности K_HД и допускаемое напряжение [у]_H следует определять для более слабого, лимитирующего по условию прочности зубчатого колеса

K_HД=K_HE=0,8 , где K_HД коэффициент долговечности

тогда T_HE1= K_HД*T₁=0,8*138,54=110,83

у_H1=

где для прямозубых колес K_H=3,2*10⁵ и K_Hб=1,0 , u - рассчитанное передаточное число, межосевое расстояние a_щ и ширина b₂ в м, у_H - в Па.

у_H1= ?536,36

у_H1=99753890,67 Па=997,53 МПа



Заключение

Необходимое условие у_H1? не выполнилось. Столь значительное превышение допускаемого напряжения объясняется тем, что критерием расчета открытых зубчатых передач является изгибная прочность зубьев.

Размещено на Allbest.ru