3.2 Назначая ресурс передачи tч ³ 104 часов находим число циклов перемены напряжений NHE = NFE = 60tч*n3 ³ 60*104*68,78 = 4,12*107 т.к. NHE > NHO и NFE > NFO, то значения коэф. долговечности принимаем: KHL = 1 и KFL = 1

Допускаемые напряжения для колеса:

G= G*KHL = 420 МПа             G= G*KFL = 110 МПа

для шестерни:

G= G*KHL = 600 МПа             G= G*KFL = 130 МПа

3.3 Определения параметров передачи:

Ka = 4300                    коэф. для стальных косозубых колес

Yba = 0,2…0,8             коэф. ширины колеса Yba = 0,4

Ybd = 0,5Yba*(uз+1) = 0,5*0,4*(5+1) = 1,2             

по П25 KHb » 1,05 и так найдем межосевое расстояние aw:

aw ³ Ka*(uз+1)= 25800*64,92-7 = 0,1679 м

по ГОСТу aw = 180 мм

3.4 Определяем нормальный модуль mn:

mn = (0,01…0,02)aw = 1,8...3,6 мм по ГОСТу

3.5 Обозначаем угол наклона линии зуба b:

b = 8…200 принимаем b = 150

Находим кол-во зубьев шестерни Z1:

Z1 = 2aw*cosb/[mn(uз+1)] = 2*180*cos150/[2,5(5+1)] = 23,18

Принимаем Z1 = 23

Тогда Z2 = uз*Z1 = 5*23 = 115

Находим точное значение угла b:

cosb = mn*Z1(uз+1)/2aw = 2,5*23*6/360 = 0,9583              

3.6 Определяем размер окружного модуля mt:

mt = mn/cosb =2,5/cos160 35/ = 2,61 мм

3.7 Определяем делительные диаметры d, диаметры вершин зубьев da, и диаметры впадин df шестерни и колеса:

шестерня                                                        колесо

d1 = mt*Z1 = 2,61*23 = 60 мм                       d2 = mt*Z2 = 2,61*115 = 300 мм

da1 = d1+2mn = 60+2*2,5 = 65 мм                da2 = d2+2mn = 300+5 = 305 мм

df1 = d1-2,5mn = 60-2,5*2,5 = 53,75 мм        df2 = d2-2,5mn = 300-2,5*2,5 = 293,75 мм

3.8 Уточняем межосевое расстояние:

aw = (d1+d2)/2 = (60+300)/2 = 180 мм

3.9 Определяем ширину венца зубчатых колес b:

b = ya*aw = 0,4*180 = 72 мм

принимаем b2 = 72 мм для колеса, b1 = 75 мм

3.10 Определение окружной скорости передачи Vп:

Vп = p*n2*d1/60 = 3,14*343,84*60*10-3/60 = 1,08 м/с

По таблице 2 выбираем 8-мую степень точности

3.11 Вычисляем окружную силу Ft:

Ft = Pтр/Vп = 3286/1,08 = 3,04*103 Н

Осевая сила Fa:

Fa = Ft*tgb = 3,04*103*tg160 36/ = 906,5 H

Радиальная (распорная) сила Fr:

Fr = Ft*tga/cosb = 3040*tg200/cos160 36/ = 1154,59 H

3.12 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев:

ZH » 1,7                      при b = 160 36/           по таб. 3

ZM = 274*103 Па1/2                                         по таб. П22

ea  »[1,88-3,2(1/Z1+1/Z2)]cosb = 1,64

Ze = == 0,78

eb = b2*sinb/(pmn) = 72*sin160 36//3,14*2,5 = 2,62 > 0,9

по таб. П25    KHb = 1,05

по таб. П24    KHa = 1,05

по таб. П26    KHV = 1,01

коэф. нагрузки KH = KHb*KHa *KHV = 1,11

3.13 Проверяем контактную выносливость зубьев:

GH=ZH*ZM*Ze=1,7*274*103*0,78*968,16=351,18 МПа << GHP=420МПа

3.14 Определяем коэф.

по таб. П25                                        KFa = 0,91

по таб. 10                                           KFb = 1,1

KFV = 3KHV-2 = 3*1,01-2 = 1,03        KFV = 1,03

Коэф. нагрузки:

KF = KFa * KFb * KFV  = 0,91*1,1*1,03 = 1,031

Вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

Z= Z1/cos3b = 23/0,9583 = 26,1

Z= Z2/cos3b = 115/0,9583 = 131

По таб. П27 определяем коэф. формы зуба шестерни Y »3,94  при Z= 26

По таб. П27 определяем коэф. формы зуба колеса Y » 3,77 при Z= 131

Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе:

G/Y = 130/3,94 = 33 МПа

G/Y = 110/3,77 = 29,2 МПа

Найдем значение коэф. Yb:

Yb = 1-b0/1400 = 0,884

3.15 Проверяем выносливость зубьев на изгиб:

GF = YF*Yb*KF*Ft/(b2mn) = 3,77*0,884*1,031*3040/(72*2,5) = 58 МПа << G

4. Расчет валов.

            Принимаем [tk]/ = 25 МПа для стали 45 и [tk]// = 20 МПа для стали 35

4.1 Быстроходный вал

d ³ = 2,62*10-2 м   принимаем по ГОСТу dВ1= 28 мм

принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d = 32 мм

принимаем диаметр вала под подшипник d = 35 мм

принимаем диаметр вала для буртика d = 44 мм

4.2 Тихоходный вал:

d ³ = 4,88*10-2 м   принимаем по ГОСТу dВ2= 50 мм

принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d = 54 мм

Страницы: 1, 2, 3, 4