2.2.6 Определение силовых параметров зацепления.

Определение силовых параметров передачи. В косозубой цилиндрической передаче действуют три силы: окружная , радиальная и осевая .

(2.44)

где - угол зацепления, - угол наклона зубьев.

Рисунок 2.2-Схема сил в зацеплении цилиндрической косозубой передачи.

2.2.7 Проверочный

к) уточнение межосевого расстояния (2.35)

,

л) Определяем окружную скорость V в зацеплении и задаемся степенью точности передачи (табл. 14 [1])

(2.36)

Степень точности=8

м) Вычисляем контактные напряжения в передаче

, (2.37)

где (Н) – окружная сила;

, (2.38)

K=376 – для косозубых передач;

K =1,09 коэффициент распределения нагрузки между зубьями, определяется по таблице 15[1] в зависимости от V м/с и степени прочности для косозубых колес;

K =1,04 - определяется по таблице 10[1] в зависимости от

; (2.39)

K =1,02 коэффициент динамической нагрузки, определятся по таблице 16[1].

,

При проверке по контактным напряжениям допускается перегрузка до +5%, недогрузка до -10%, величины которых определяются по формуле:

. (2.40)

Условия прочности соблюдаются, недогрузка составляет 5,43%, что меньше допускаемых 10%.

4) Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса

, (2.41)

,

г де =3,92 и =3,61 - коэффициент формы зуба шестерни и коэффициент формы зуба колеса, находящиеся по таблице 17[1] в зависимости от

(2.42)

где - коэффициент угла наклона зубьев; (2.43)

;

K =0,91 - коэффициент распределения нагрузки, определяемый по таблице 18[1];

K =1,04 - коэффициент неравномерности нагрузки принимаем по таблице 10[1];

К =1,20 - коэффициент динамичности, принимается по таблице 16[1].

,

.

При проверочном расчете значительно меньше , т.к. нагрузочная способность большинства передач ограничивается контактной прочностью.

2.2.8 Проектный расчет валов

2.2.8.1 Ориентированный предварительный расчет валов.

Расчет ведем по деформации кручения. Выбираем допускаемое касательное зацепление , выбираем заниженное [ ]=(25-30) , так как учитываем только кручение без остальных деформаций. Определяем диаметр на выходном конце вала.

(2.45)

T_i- вращательный момент на данном валу

- допускаемое касательное напряжение. Принимаем для первого вала 25

, (2.45)

Определяем диаметр d_b1 c ослаблением шпоночным пазом.

Выбираем диаметр вала по ГОСТ 663669 до ближайшего значения округляя в большую сторону.

=30, =40, =32;

Определяем диаметр вала под подшипник. Диаметр шейки вала под подшипник назначают конструктивно увеличивая диаметр выходного конца до значения взятого по ГОСТУ.

-диаметр вала шестерни под подшипники:

. (2.47)

-диаметр вала шестерни под колесо:

(2.48)

Диаметр шейки вала под подшипник должен быть кратным 5.

Выбираем диаметр вала для образования буртика фиксирующего подшипник.

=38

(2.51)

(2.52)

Таблица 4 - Диаметры ступеней валов, мм

Название вала	Выходной конец	Под подшипники	Под колесо
Ведущий	30	35	40
Ведомый	40	45	50