Проверочный расчет передачи

1)Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Определяем расчетное контактное напряжение:

sн=

недогрузка не превышает 10%, что в пределах допустимого

Z_σ=9600 для цилиндрической передачи

К_н – коэффициент нагрузки

,

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, =1,08

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, =1,01

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, =1,02

К_н =1,08·1,01·1,02=1,11

2)Проверка зубьев колеса и шестерни по напряжениям изгиба, из условия обеспечения выносливости зубьев при изгибе:

sfk= £ {sf}к

{sf}к=153

sfш= £ {sf}ш

{sf}ш=129

где - коэффициент изгибной нагрузки, ,

- коэффициент формы зуба, он зависит от числа зубьев: =3,59

- коэффициент наклона линии зуба, =1

Ye=0,8

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий=1,12

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий =0,18+0,82Kн_b=0,18+0,82· 1,02=1,016

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, =1,02

Kf=1,02· 1,016· 1,12=1,16

Таблица характеристик зубчатой передачи:

Т1 =577,6 Нм	uф =2,9	df1= 135мм	sF1=81 МПа
Т2 = 1504 Нм	d1=150 мм	df2=255мм	sF2=85 МПа
i =2,8	d2=270 мм	V=11м/с	b2=52,5 мм
aw=210мм	dа1=162мм	Ft=7701 H	[sН] =744МПа
z1= 18	dа2=282мм	FR= 2803 H	[sF1] = 153МПа
z2= 52	m =6 мм	sН=722,3 МПа	[sF2] =129 МПа

Расчет валов передачи на статическую прочность и выносливость Ведущий вал Предварительный расчет диаметров вала из условия прочности на кручение.

Входной вал представляет собой вал-шестерню, т.е. вал и шестерня изготовляются как единое целое, из одной заготовки.

Следовательно, материал вала – сталь 40Х улучшенная.

Диаметр хвостовика: d1= мм

Где {tk}-допускаемое контактное напряжение= МПа

d1=55 мм. Принимается при эскизной компоновке.

Диаметр вала под подшипник: dп=d1+5=55+5=60мм, принимаем dп=60мм

Длина ступицы вала: Lст=b1=b2+3=52,5+3=55,5мм

d2k=dп+(5-10)=60+5=65мм

Ведомый вал

Предварительный расчет вала из условия прочности на кручение.

Диаметр хвостовика: d2= мм

Диаметр вала под подшипник: dп=d2+5=80+5=85 мм

Длина ступицы вала: Lст=b2=52,5мм

d2k=dп+(5-10)= 85+10=95мм

Диаметр ступицы : dст=(1,5-1,8)d2k=1,6·95=152мм

Определение основных конструктивных параметров зубчатых колес и корпуса редуктора.

Шестерня

Шестерню выполняем за одно целое с валом

Диаметр окружности впадин df1=135мм

Диаметр окружности вершин da1=162мм

Ширина венца шестерни b1=52,5мм

Колесо

Диаметр окружности впадин df2=255мм

Диаметр окружности вершин da2=282мм

Ширина венца шестерни b2=52,5мм

Корпус редуктора

Предварительные размеры

1)Толщина стенки корпуса редуктора:s=0,025аw+1³8мм

s=0,025· 210+1=6,25 Принимаем s=8мм

2)Толщина крышки редуктора:s1=0,02· аw+1³8

s1=5,2 Принимаем s1=8мм

3)Толщина верхнего пояса корпуса :b=1,5s=12мм

4) Толщина нижнего пояса корпуса: Р=2,35· s=18,8мм Принимаем Р=20мм

5)Толщина ребер основания корпуса: m=(0,85…1)s=8мм

6)Толщина ребер крышки: m1=(0,85…1)s1=8мм

7)Диаметр фундаментальных болтов :d1=(0,03…0,036) аw+12=18мм

8)Диаметр болтов у подшипников:d2=(0,7…0,72)d1=12мм

9)Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой:d3=(0,5…0,6)d1=10мм