Проверочный расчет передачи

 

Расчет на контактную усталость. распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл. 1.9, в зависимости от ψ _ba = 1, 13 (см. разд. 3.3.1.) для косозубой передачи К _Fβ = 1,09; К_{F V}- коэффициент динамической нагрузки, выбирается из табл. 1.10, [6], при ν = 1,77 м/с, К_{F V} = 1,05; К_F = 1,00 · 1,09 · 1,05 = 1,14.

 

 

Условия выполняются.

Расчет на прочность при изгибе.

Выполняется отдельно для шестерни и колеса при действии кратковременных максимальных нагрузок (в период пуска двигателя).

σ_{F ma х} = σ_F К_п ≤ [σ_F]_max΄

 

где К_п – коэффициент перегрузки, из [2], табл. 1, с. 249 - К_п =2,0.

σ_{F ma х ш}= 103 · 2,2 = 226,6 МПа ≤ [σ_F]_{max ш} = 304 МПа,

σ_{F ma х к} = 84 · 2,2 = 184,8 МПа ≤ [σ_F]_{max к} = 272 МПа.

 

Условия выполняются.

4.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)

 

- окружная сила

- радиальная сила

- осевая сила F_аш = F_ак = F _{t к} tgβ = 20470 · tg20° = 7450 Н

 

Схема сил в зацеплении

Рис.4.3.

 

 

где Z_Н – коэффициент, учитывающий форму спряженных поверхностей зубьев: для косозубых - Z_Н = 1,75, [6];

Z_М = 275 · 10³ Па^1/2 - коэффициент учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, [6];

Z_Е - коэффициент суммарной длинны контактный линий спряженных зубьев: для косозубых - Z_Е = 0,8, [6];

К_Н = К_На К_{Н β} К_{Н V} – коэффициент нагрузки : К_На – коэффициент распределения нагрузки между зубьями из [6], табл. 1.4, К_{Н а} = 1,15; К_{Н β} = 1,046, см. разд.3.3.1, К_{Н V} – коэффициент динамической нагрузки, из [6], табл. 1.4, при

 

; К _HV=1.02; К_Н=1,15∙1,046∙1,02=1,22.

 

Так как σ_Н = 363 находится в пределах (0,9…1,0)[σ_Н], то расчет можем считать завершенным: .

Расчет на контактную прочность.

 

,

 

где К_п=2,2, [σ_Н]_max – наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых максимальных контактных напряжений, МПа

 

Условие выполняется.

 расчет на усталость при изгибе.

Определяем отдельно для шестерни и колеса по формуле

,

 

где - Y _F - коэффициент формы зуба, из [6], табл. 1.7, по эквивалентному числу зубьев Z _V , для косозубой передачи: , Y_Fш =3,92; ,Y_Fк = 3,6.

Y _E - коэффициент перекрытия зубьев, согласно [6] принимаем Y _E =1,0.

Y_β - коэффициент наклона зубьев, согласно [6] для косозубых передач принимается:

К_F = К_Fа К _Fβ К_{F V}- коэффициент нагрузки: К_Fа – коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубых - К_Fа =1,0, [6], табл. 1,8; К _Fβ –коэффициент

 

Геометрические размеры цилиндрической зубчатой передачи

 

Рис 4.2.

 

Геометрический расчет передачи (см. рис. 4.2).

Межосевое расстояние

 

 

Принимаем а_w = 425 мм .

Уточняем угол наклона зубьев

 

 

Размеры шестерни:

- делительный диаметр:

- диаметр вершин зубьев: d _аш = d _ш + 2m_n = 170 + 2 · 8,0 = 186мм;

- диаметр впадин: d_ƒш= d _ш – 2,5m_n = 170 – 2,5 · 8,0 = 150 мм ;

- ширина: b _ш b _к + 5 мм = 220 + 5 = 225 мм .

Размеры колеса:

-делительный диаметр

- диаметр вершин зубьев: d _ак = d _к + 2m_n = 680 +2 · 8,0 = 696 мм ;

- диаметр впадин: d_ƒк = d _к – 2,5m_n = 680 – 2,5 · 8,0 = 660 мм;

 

 

Условный расчет валов

При отсутствии данных о моменте изгиба, диаметр вала определяют приблизительно по известному крутящему моменту из условий прочности на кручение по заниженным значениям допустимых напряжений:

 

 

где i- номер вала, j- номер участка ступенчатого вала, Мi - крутящий момент на i-тому валу, принимаем из табл. 1.2. Согласно рекомендаций [4], с.53, принимаем пониженные допускаемые напряжения кручения, для валов редукторов общего назначения, [τ_к] = 25 МПа.

5.1 Определение диаметров входного валаредуктора

 

Схема входного вала редуктора

Рис. 5.1.

 

Согласно [7], с. 6 полученный диаметр округляем до ближнего большего значения из стандартного ряда Ra40 ГОСТ6636-69.

Принимаем d ₂₁ = 50 мм.

Диаметры других участков вала выбираем из стандартного ряда Ra40 ГОСТ6636-69.

Принимаем d ₂₂ =60 мм d ₂₃ = 60 мм d ₂₄ = 65 мм. .2. Определение диаметров промежуточного вала редуктора

 

Схема промежуточного вала редуктора

Рис. 5.1.