Расчет и проектирование открытой цилиндрической прямозубой передачи

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

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; Lr=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

nэд = n2* (umin umax)

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

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*1032; P2=T22/103

P2=280*47,1/103=13,188 кВт

2. 4 Потребная мощность электродвигателя

P1(потр.)=P2общ

P1(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 umax=6,3

2. 6Максимальная частота вращения ведущего вала

n1max=n2*umax

n1max=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

P1(потр.)?15кВт

По и максимальной частоты вращения вала n1max. Выбираем электродвигатель так, чтобы его номинальная мощность была больше и равна рассчитанной потребной мощности P1(потр.), а номинальная частота электродвигателя соответствовала передаточному числу uи umax.

Выбираем электродвигатель марки RA180L6

Его характеристики nэ (1)=970 об/мин, Pном=15,0 кВт

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

2. 8 Передаточное число передачи

u=nэ (1)/n2э (1)2

u=970/450=2,15

2. 9Угловая скорость ведущего вала

щ12=р*nэ (1)/30

щ12=3,14*970/30=101,52 рад/с

2. 10Вращающий момент на ведущем валу

T1=T2/u*зобщ

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

уHlimb — предел контактной выносливости

уFlimb — предел изгибной выносливости

уHmax — максимальная контактная прочность

уFmax — максимальная изгибная прочность

уHlimbi = 2*HB+70

Производим расчет контактной прочности для шестерни:

уHlimb1=2*260+70=590 МПа

SH= 1,1 — коэффициент безопасности, который принимают равным 1,1 при нормализации, улучшения или объемной закалке.

Учитывая исходные данные (Lr=10 лет при односменной работе) рассчитаем Kгод и Kсут — коэффициенты использования передачи в году и сутках

Среднее количество рабочих дней в году примем приблизительно 250

Кгод=250/365=0,7

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

Ксут=8/24=0,33

Рассчитаем ресурс передачи в час по формуле

Lh=365*Kгод*24*Kсут*Lr

Lh=365*0,7*24*0,33*10=20 235,6 часа

Далее находим число нагружений

N1=NHEI=NFEI=60*n1*c*Lh

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*20 235,6=11 777 119 циклов

NHG1=HB13

NHG1=HB13=2603=17 576 000 циклов

ЕслиNi> NHG1, то принимаем Ni=NHG1, а коэффициент долговечностиKHLiприравниваем к единице, KHL1=1

Таким образом, KHL1=1

[у]H1= уHlimb1*KHLi/SH, МПа

[у]H1=590*1/1,1=536,36 МПа

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

уHlimb2=2*240+70=550МПа;

SH, Kгод, Kсут и Lhимеют те же значения, что и для шестерни

Kгод = 0,7

Kсут= 0,33

SH=1,1

Lh=20 235,6

N2=60*450*1*20 235,6=54 636 120 циклов

NHG2=HB23=2403=13 824 000 циклов

KHL2=1

[у]H2=550*1/1,1=500 МПа

3.3 Изгибная прочность

Для шестерни

уFlimb=1,08*HB

уFlimb1=1,08*260=280,8 МПа

Базовое число нагруженийNFG=4*106для всех сталей

NFG=4*106=4 000 000 циклов

N1=60*970*1*20 235,6=11 777 119 циклов (рассчитано ранее)

Т.к. N1> NFG, то коэффициент долговечности KFL1приравниваем к единице, KFL1 =1

YA=1- гA, где

YA— коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки

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

гA=0,35

YA=1−0,35=0,65

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

[у]F1= уFlimb1*KFL1* YA/ SF, Мпа

[у]F1= уFlimb1*KFL1* YA/ SF=280,8*1*0,65/2,3=79,36 МПа

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

уFlimb2=1,08*240=259,2 МПа

NFG=4*106=4 000 000 циклов

N2=60*450*1*20 235,6=54 636 120 циклов (рассчитано ранее)

Т.к. N2> NFG, то коэффициент долговечности KFL2приравниваем к единице,

KFL2=1

YA=1−0,35=0,65

SF=2,3

[у]F2= уFlimb2*KFL2* YA/ SF=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

uф=z2/z1=54/25=2,16

Значения коэффициента формы зуба YFiпри 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 YF1=3,96 при z1=25

Коэффициент формы зуба YF2=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 отношениеYFi/[у]Fi, т. е. по наиболее «слабому» из зубчатых колес,

YF1/[у]F1=3,96/79,36=0,49 899;

YF2/[у]F2=3,73/155,43=0,23 998 — расчет ведем по шестерне.

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев Yеопределяется по формуле Yе=1/еб, где коэффициент торцевого перекрытия еб для передач без смешения можно определить по приближенной формуле

еб=1,88−3,2*(1/z1+1/z2).

еб=1,88−3,2*(1/25+1/54)=1,7

Yе=1/1,7=0,58

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

Значение коэффициента шm=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 шm=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

KF=K*K, где

KF — коэффициент нагрузки. K — коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки в зависимости от окружной скорости, степени точности изготовления и твердости рабочих поверхностей зубьев

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

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

KF = 1,5

Теперь можем рассчитать модуль передачи m по формуле

Расчет ведем по шестерне

=1,85 мм

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:

b2m*m; b2=7*2=14 мм

Ряд нормальных линейных размеров (Ra40)

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 da и впадин df, выполненных без смещения, по формулам:

da1=d1+2*m

da1=50+2*2=54 da1=54, мм

df1=d1-2,5*m

df1=50−2,5*2=45 df1=45, мм

da2=d2+2*m da2=108+2*2=112 da2=112, мм

df2=d2-2,5*m df2=108−2,5*2=103 df2=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 — Ft=2*1000*T1/d1=2*1000*138,54/50=5541,6, Н

Радиальная — Fr= Ft*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

шd== =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 шd ?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=K0(1-x)+x=1,12*(1−0,75)+0,75=1,03

Степень

точности

Твердость

зубьев

колеса НВ

Коэффициент K 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 шd== =0,28

При шd?0,4 и схеме передач определим начальный коэффициент концентрации нагрузки K0. В нашем случае выбираем схему 6

K0=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 при переменной нагрузке вычисляем по формуле:

K=K0(1-x)+x=1,09*(1−0,75)+0,75=1,02

Степень

точности

Твердость

Зубьев колеса НВ

Коэффициент K 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 находим с помощью интерполяции

2

1,20

2,538

K(?)

4

1,38

K=1,20+1,25;

K=1,25

Проводим проверку по шестерне:

YF1=3,96 (раздел 4. 1) KFД=KFЕ ?1

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

KFЕ и

Т.к. N1> 108, т. е. 1 165 570 560> 100 000 000 (вычисления N1 в разделе 3. 2)

принимаем KFД=1

проверка зубьев шестерни на изгибную прочность:

уF1=

Для прямозубых колес K =1 и Yв = 1

уF1=

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

2

1,08

2,538

KHх(?)

4

1,16

KHх=1,08+1,1; KHх=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 Ni > NHG, то Ni= NHG и следовательно KHД=KHE

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

KHД=KHE=0,8, где KHД коэффициент долговечности

тогда THE1= KHД*T1=0,8*138,54=110,83

уH1=

где для прямозубых колес KH=3,2*105 и K=1,0, u — рассчитанное передаточное число, межосевое расстояние aщ и ширина b2 в м, уH — в Па.

уH1= ?536,36

уH1=99 753 890,67 Па=997,53 МПа

Заключение

Необходимое условие уH1? не выполнилось. Столь значительное превышение допускаемого напряжения объясняется тем, что критерием расчета открытых зубчатых передач является изгибная прочность зубьев.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой