2.14. Проверка величины расчетного контактного напряжения

[3]

U - передаточное число ступени редуктора, U=i_з.п.=4

А - численный коэффициент, А=270 для шевронных передач;

Т₂ - вращающий момент на валу колеса;

k_Н - коэффициент нагрузки;

- ширина зубчатого венца колеса;

- межосевое расстояние.

_н=800 МПа;

Допустимое значение составляет:

[]_н=2080 МПа;

Посчитанная величина расчетного напряжения находится в пределах (0,8…1,05)[]_H.

2.15.Проверка контактной прочности при кратковременных перегрузках

[3]

- расчетное напряжение, полученное ранее в пункте 2.14.

=β*=1,5 (см.рис.1), 2080 МПа (получено ранее в пункте 2.4.).

Проверка условия:

730МПа<2080МПа;

2.16. Проверка зубьев на выносливость при изгибе

[3]

- предел выносливости на изгиб при базовом числе циклов нагружения;

Y_F – коэффициент формы зуба; Y_F1=3,60;

Y_ - коэффициент, учитывающий наклон зубьев, для непрямозубых колес Y_=1-β/140º=0,7857;

k_Fl – коэффициент нагрузки

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; =0,9;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца =1,4 [3];

- коэффициент динамичности нагрузки, =1,1.

k_Fl= ^{. .} =0,9 ^.1,4^.1,1=1,368;

_F=2 ^.453000 ^.3,6 ^.0,7857 ^.1,368/143,47 ·72 ^.2,25=152 МПа;

Проверка условия:

152МПа<353МПа;

2.17. Проверка зубьев на изгиб при кратковременных перегрузках

_Fmax=_FT_пик/T_ном[]_Fпр

_Fmax=152 ^.1,2=182,4 МПа;

= 522 МПа;

Проверка условия:

182,4МПа<522МПа;

2.18. Определение и сведение в таблицу основных параметров передачи

Наименование параметра	Обозначение и численное значение
1. Вращающий момент на ведомом валу, Н .м	Т2=453
2. Угловые скорости валов, рад/с	1=153
	2=38,3
3. Межосевое расстояние, мм	аw=90
4. Модуль, мм: нормальный	mn=2,25
5. Угол наклона зубьев, град	=29º51’0’’
6. Число зубьев: шестерни колеса	Z1=14
	Z2=55
7. Диаметр делительный, мм: шестерни колеса	d1=36,5
	d2=143,5
8. Диаметр вершин, мм: шестерни колеса	dа1=41
	dа2=148
9. Диаметр впадин, мм: шестерни колеса	df1=25,876
	df2=118,125
10. Ширина зубчатого венца, мм: шестерни колеса	b1=80
	b2=72
11. Силы в зацеплении, Н: окружная радиальная осевая	F=6461
	Fr=2720
	Fa=0

Рассчитаем силы в зацеплении:

окружная F_t=6461Н;

радиальная F_r=2720 Н;

осевая для шевронных передач;

Основные параметры зубчатой передачи

3. Предварительный расчет валов

3.1.1. Расчет выходного конца вала шестерни

Диаметр выходного конца вала шестерни рассчитывают из условия прочности на кручение при допускаемом напряжении [τ]=20 МПа:

d_в1 ³(16T₁ / [ ])=31,205 мм; [4]

Конец вала соединяется с валом электродвигателя муфтой, поэтому следует проверить полученный результат по условию:

d_в1=(0,8…1,2)d_эд;

Используя [Леликов] определяем d_эд=48 мм.

d_в1=(0,75…1,2)d_эд=(36…57,6)=36 мм;

3.1.2. Расчет диаметра вала шестерни под подшипник

Определим диаметр вала шестерни под подшипник:

d_п1=(1,15…1,4)d_в1=(41,4…50,4)мм

Связи с тем, что вал шестерня исполнен из сверхпрочной стали, примем d_п1=50мм

3.2.1. Диаметр выходного конца ведомого вала

Диаметр выходного конца вала колеса:

d_в2 ³(16T₂ / [ ])=50,4 мм;

Связи с тем, что вал выполняется из сверхпрочной стали, примем d_в2=35мм

3.2.2 Диаметр ведомого вала под подшипник

Определим диаметр ведомого вала под подшипник:

d_п2=(1,15…1,4)d_в2=(40,25…49)мм;

Связи с тем, что вал выполняется из сверхпрочной стали, примем d_п2=35мм

3.2.3 Диаметр ведомого вала под колесо

d_k2=50мм

Так как d_a2/d_k2=2,96>2 следовательно зубчатое колесо выполняется отдельно от вала.

Эскизы ведущего и ведомого валов представлены ниже (см.рис.2).

5.Выбор подшипников качения, смазки, схемы установки