Привод аэросаней (стр. 2 из 5)

; ,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------------------------------b=0°

Угол зацепления--------------------------------------------------atw»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=8·107NFD1=4·106
Колесо	Поковка	40ХН	Улучше -ние	1600	1400	(50-54)HRC	NHD2=4·107NFD2=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

NH1=60·n2·c1·t=

;

NH2=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 нагрузки

kH= kHβ· kHυ ---- коэффициенты расчетной нагрузки

kF= kFβ· kFυсоответственно при расчетах на контактную и изгибную выносливость;

kHβи kFβ---- коэффициенты динамической нагрузки ;

kHβ =1,07;kFβ =1,14;

kHυ≈ kFυ=kV=1,2 --- коэффициенты динамической нагрузки для

8-ой степени точности,принятой нами в предположении,что окружная скорость в зацеплении Vокр=3-8

;

kH=

=1,284 ;

kF=

=1,386;

3.2.5 Начальный (делительный) диаметр шестерни

= ;где =675 ; =1,15; =72,82 Н×м;

=675 =38 мм;

3.2.6 Модуль зацепления

окружной

=2,11 мм;

По ГОСТ 9563-60 округляем модуль до m=2,5 мм,тогда

=88,4 мм;

=45 мм;

=132,5 мм;

ширина зубчатого венца bw=dw1×ybd=27 мм.

Проверочный расчет

3.2.7 Проверка передачи на контактную выносливость:

Предварительно устанавливаем следующие параметры:

коэффициенты

:

; =1,765,

; ;

Уточнение окружной скорости:

=6,25 м/с;

Уточнение расчетной нагрузки:

; ,где