Привод аэросаней — страница 3

  • Просмотров 601
  • Скачиваний 8
  • Размер файла 529
    Кб

=1,528 мм; По ГОСТ 9563-60 округляем модуль до mn=2 мм,тогда =88,4 мм; =42 мм; =134,4 мм; ширина зубчатого венца bw=dw1bd=30 мм. Проверочный расчет 3.1.7 Проверка передачи на контактную выносливость Предварительно устанавливаем следующие параметры: коэффициенты : - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей; ; где ; , ; =0,797; Уточнение окружной скорости: =18,63 м/с; Уточнение расчетной нагрузки: ; ,где =1111,42 Н; =44,045 Н/мм; =1,498; Определяем удельную

расчетную окружную силу: =65,94 Н/мм; =552,59 МПа; Т.о. недогрузка передачи составляет 15%. Для более рационального ее использования принимаем толщину зубчатого венца равной 15 мм: =79,28 Н/мм; =1,276; Определяем удельную расчетную окружную силу: =100,96 Н/мм; =686,34 МПа; Т.о. недогрузка меньше 3%. 3.1.8 Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость [σF]1=[σF]2= МПа; Так как 73,09<83,81 проверяем на прочность зуб шестерни: =107,73 Н/мм; ; ; =138,92 МПа<315 МПа; 3.1.9

Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки (проверка на перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого излома) =1017,9 МПа; =305,58 МПа; 3.1.10 Определение геометрических и других размеров шестерни и колеса: =42 мм; =134,4мм; =46 мм; =138,4 мм; =38 мм; =130,4 мм; =15 мм; aw=88,4 мм. Определяем диаметр отверстия под вал в колесе: ; =26,3 мм; 3.2 Расчет второй ступени Подводимая к валу шестерни мощность

-------------------17,94 кВт Срок службы------------------------------------------------------9000 ч Частота вращения шестерни---------------------------------n1=2656,25 мин-1 Частота вращения колеса-------------------------------------n2=900,423 мин-1 Угол наклона зуба в зацеплении------------------------------=0 Угол зацепления--------------------------------------------------tw20 Режим нагрузки постоянный. Принятые материалы Элемент передачи Заготовка Марка стали Термообработка σв, МПа σт, МПа Твердость поверхности не менее

Базовые числа циклов Шесте-рня Поковка 40ХН Улучше - ние 1600 1400 (50-54)HRC NHD1=8·107 NFD1=4·106 Колесо Поковка 40ХН Улучше - ние 1600 1400 (50-54)HRC NHD2=4·107 NFD2=4·106 Проектировочный расчет 3.2.1 Определение числа зубьев шестерни и колеса i2==2,95 Принимаем z1=18, тогда z2=z1i1=182,95=53,1; принимаем z2=53; 3.2.2 Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса NH2=60·n2·c1·t=; NH3=60·n3·c2·t= с1 и c2 –количества контактов зубьев шестерни колеса за один оборот t-срок службы

передачи 3.2.3 Определение допускаемых напряжений а) контактные: [σH]=·ZR· ZE·KL·KХН·KHL≈0.9·· KHL; σHO1=18·45+150=960 МПа; [σH]1=0,9=785,45 Mпа; σHO2=18·40+150=870 MПа; [σH]2==711 МПа; В качестве расчетного принимаем [σH]расч=711 МПа; б) изгибные : σF=·kFg ·kFd ·kFC ·YS ·YR ·kXF≈·kFL; Так как NF1>NFO1 и NF2>NFO2 ,то kFL1= kFL2=1; ; σFO1= σFO2=550 Mпа; SF1=SF2= 1,75; [σF]1=[σF]2==314.286 МПа; в) предельные: [σH]max1=[σH]max2=2.8σT; [σH]max1=[σH]max2==4480 МПа; [σF]max1=[σF]max2=0.8σT; [σF]max1=[σF]max2==1280 МПа; 3.2.4 Определение коэффициентов расчетной