4. Усилия в зацеплении передачи
В зацеплении шевронной передачи действуют усилия:
– окружная сила в зацеплении, Н;
– радиальная сила в зацеплении, Н.
осевая
сила в зацеплении, Н.
(4.1)
где Т – вращающий момент на ведомом валу редуктора, Н м
d – делительный диаметр колеса, мм.
(4.2)
где ɑ – угол эвольвентного зацепления,
– уточнённый угол наклона зубьев, град.
(4.3)
где – уточнённый угол наклона зубьев, град.
Рис. 4.1. Схема сил в зацеплении.
5. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям и напряжениям изгиба
Определяем окружную скорость, м/с:
Ʋ=
(5.1)
где
– угловая скорость ведомого вала
редуктора, рад/с;
– делительный диаметр колеса, мм.
Ʋ =
м/с.
Определяем степень точности (стр.17,/1/). При окружной скорости Ʋ < 10 м/с ( для косозубых цилиндрических передач) принимаем 8 степень точности (стр. 17, /1/).
Определяем отношение
Определяем расчётные контактные напряжения, МПа:
(5.2)
где
– межосевое расстояние, мм
–
вращающий момент на ведомом валу
редуктора, Н м
– коэффициент нагрузки
U – передаточное число редуктора
– ширина венца зубчатого колеса, мм
Определяем коэффициент нагрузки:
(5.3)
где
– коэффициент учитывающий неравномерность
распределения нагрузки между зубьями,
1,09
(стр. 18, /1/)
–
коэффициент неравномерности
распределения нагрузки по ширине
венца,
(стр. 18, /1/)
–
динамический коэффициент,
(стр. 19, /1/)
Определяем отклонение значения расчётного контактного напряжения от допускаемого по формуле:
(5.4)
Если получится отрицательное значение, то имеет место недогрузка, а если положительное – перегрузка. Допускается недогрузка передачи до 10% и перегрузка – до 5% (стр. 65, /3/).
Отклонение допустимо.
6. Проектировочный расчет валов редуктора
Определяем диаметры выходных концов валов редуктора, мм , по формуле:
(6.1)
где T
- вращающий момент на соответствующем
валу редуктора, Н
м;
[
]
- допускаемое напряжение при кручении,
принимаем [
]
= 20 МПа (стр. 22, /1/).
Ведущий вал редуктора:
Принимаем
стандартное значение
мм
Определяем диаметр вала под подшипник, мм:
(6.2)
где t - высота буртика, для вала диаметром 24 мм принимаем t = 2,0 мм (стр. 23, /1/).
мм.
Принимаем диаметр вала под подшипник dn1 = 30 мм.
Шестерню выполняем за одно целое с валом
Рис. 6.1. Схема ведущего вала редуктора.
Ведомый вал редуктора:
мм
Принимаем
стандартное значение
=
38 мм
Определяем диаметр вала под подшипник, мм:
(6.3)
где t - высота буртика, для вала диаметром 38 мм принимаем t = 2,2 мм (стр. 23, /1/).
мм.
Принимаем
диаметр вала под подшипник
= 45 мм.
Определяем диаметр вала под зубчатым колесом, мм:
(6.4)
где r - координаты фаски подшипника, для вала диаметром 45 мм принимаем r =3 (стр 23/1)
мм
Принимаем диаметр вала под зубчатым
колесом
52
мм
Остальные диаметры валов примем при окончательной конструктивной разработке.
Определяем длину выходных концов валов редуктора, мм:
I = 2
(6.5)
мм
мм.
Рис.6.2. Схема ведомого вала редуктора.
