Всего на сайте:
183 тыс. 477 статей

Главная | Управление и эксплуатация транспортных средств

Проектный расчет передачи  Просмотрен 66

Исходные данные для расчета

-крутящий момент на шестерне =67,54 н мм;

-крутящий момент на колесе = 330,89 н

-частота вращения шестерни = 970

-частота вращения колеса 190,196 ;

-передаточное число передачи =5,1

-срок службы передачи =15,3 час.

 

Проектный расчет передачи

 

2.1.1 Материал зубчатого колеса – сталь 40Х

Термообработка –улучшение

Твердость 269…302 HB

Механические характеристики:

Предел прочности 900

Предел текучести =750

2.1.2 Материал шестерни – сталь 40X

Термообработка – улучшение и закалка ТВЧ

Твёрдость =45…50 HRC

Механические характеристики :

Предел прочности =900

Предел текучести =750

2.1.3 Определение средних значений твёрдостей шестерни и колеса

=0,5( + ) =0,5∙ (45+50)=47,5 HRC =455 HB

=0,5( + ) =0,5∙(269+302)=285,5 HB

2.1.4 Определение чисел циклов перемены контактных напряжений для шестерни и колеса , соответствующих пределам выносливостей материалов колёс

=30 ∙ =30∙ =71,84∙ <120∙

=30∙ =30∙ =23,47∙ <120∙

2.1.5 Определение действительного числа циклов перемены напряжений для шестерни

=60∙ =60∙970∙15,3∙ =890,46∙

2.1.6 Определение действительного числа циклов перемены напряжений для колеса

=60∙ =60∙190,196∙15,3∙ =174,6∙

2.1.7 Определение коэффициентов долговечности для шестерни и колеса при расчёте по контактным напряжениям

= = =0,657

= = =0,716

Так как коэффициенты долговечности <1 и <1 то принимаем =1 и =1

2.1.8 Определение длительного предела контактной выносливости для активных поверхностей зубьев шестерни и колеса

= 2∙ + 70 =2 455+70=980

+70 =2 285,5+70=641

2.1.9 Принимаем коэффициенты безопасности для шестерни колеса =1,1

2.1.10 Определение допускаемых контактных напряжений для зубьев шестерни и колеса

= = =816,67

[ = = =582,73

2.1.11 Принимаем в качестве расчётного допускаемого контактного напря-

жения [ меньшее значение из полученных для шестерни [

и колеса [

[ ]=583

2.1.12 Принимаем число циклов перемены напряжений изгиба , соответст-

вующее пределу выносливости для материалов шестерни и колеса рав-

ным =4∙ .

2.1.13 Принимаем исходя из термообработки зубчатых колёс показатель

степени в уравнении кривой усталости m =9

2.1.14 Определение коэффициентов долговечности для шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба

= = =0,5485

= = =0,5329

Так как коэффициенты долговечности <1 и 1 то принимаем =1 и =1

2.1.15 Определение пределов выносливостей активных поверхностей зубьев по напряжениям изгиба для шестерни

=650

=1,8∙285,5=513,9

2.1.16 Принимаем коэффициенты безопасности для шестерни [ =1,75 и колеса [ =1,75

2.1.17 Принимаем коэффициент , учитывающий влияние двустороннего при-

ложения нагрузки ( реверс ) =1

2.1.18 Определение допускаемых напряжений изгиба для зубьев шестерни [ и колеса [

[ = = =371

[ = = =293,66
2.1.19 Принимаем приведённый модуль упругости для стальных колёс =2,1∙

2.1.20 Принимаем коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния передачи =0,35

2.1.21 Принимаем предварительное значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса =1,15

2.1.22 Определение предварительного значения межосевого расстояния передачи из условия контактной усталости ( прочности ) зубьев

= 0,85∙( +1 ) ∙ =

=153,3

2.1.23 Определение предварительного значения ширины зубчатого колеса

= =0,35 153,3=53,655

2.1.24 Полученное значение ширины зубчатого колеса = 53,655 мм , округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров = 53 мм

2.1.25 Определяем диапазон , рекомендуемых значений окружного моду-

ля передачи

= (0,0125 … 0,025 ) ∙ =1,91625 … 3,8325

2.1.26 Принимаем стандартное значение окружного модуля =3 мм входящее в диапазон рекомендуемых значений

2.1.27 Определение предварительного значения числа зубьев шестерни = = =16,75

2.1.28 Полученное значение числа зубьев шестерни округляем до ближайшего целого числа =17

2.1.29 Определение предварительного значения числа зубьев колеса

= =17 5,1=86,7

2.1.30 Полученное значение числа зубьев колеса округлить до ближайшего целого числа =87

2.1.31 Определение действительного передаточного числа зубчатой передачи

U = = =5,12

2.1.32 Определение отклонения действительного передаточного числа передачи

U = 5,12 от заданного =5,1

∆U = ∙100% = ∙100%=0,39%

2.1.33 Определение действительного значения межосевого расстояния пере-

дачи

= = =156

2.1.34 Определение делительных диаметров шестерни и колеса

= =3∙17=51

= 3∙87=261

  
 


2.1.35 Определение диаметров окружностей вершин зубьев шестерни

и колеса

= + 2∙ =51+2∙3=57

= + 2∙ =261+2∙3=267

2.1.36 Определение диаметров окружностей впадин зубьев шестерни и

колеса

= -2,5∙ =51-2,5∙3=43,5

= -2,5∙ =261-2,5∙3=253,5

2.1.37 Определение диапазона рекомендуемых значений ширины шестерни = + (2…5) =55 … 58

2.1.38 Принимаем из ряда нормальных линейных размеров стандартное значение ширины шестерни = 56 мм , входящее в диапазон рекомендуемых значений = 55 … 58 мм

 

Предыдущая статья:Специальный инструктаж водителей. Следующая статья:Проверочный расчет передачи
page speed (0.0519 sec, direct)