Проверочный расчёт конической передачи.

Силы действующие в зацеплении:

окружная

F_t= 2T₂/d₂ = 2×86,6×10³/137,12 = 1263 Н

радиальная для шестерни, осевая для колеса

F_r1 = F_a2 = F_tγr = 1263·0,179 = 226 H

где γ_r – коэффициент радиальной силы

γ_r = (0,44cosδ₁ – 0,7sinδ₁) = 0,44cos19,65° – 0,7sin19,65° = 0,179

осевая для шестерни, радиальная для колеса

F_a1= F_r2 = F_tγa = 1263·0,807 = 1019 H

где γ_а – коэффициент осевой силы

γ_а = (0,44sinδ₁ + 0,7cosδ₁) = 0,44sin19,65° + 0,7cos19,65° = 0,807

Средняя окружная скорость.

V = ω₂d₂/210³ = 35,5·137,12/210³ = 2,4 м/с.

Принимаем 7 – ую степень точности.

11. Проверка контактных напряжений:

Расчетное контактное напряжение

где К_Н – коэффициент нагрузки

K_H = K_HαK_HβK_Hv =1,00×1,03·1,1 =1,13

K_Hα = 1,00 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями

K_Hβ = 1,1–коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца

K_Hv = 1,03 – динамический коэффициент

σ_Н = 470{12631,13[(2,82²+1)]^1/2/(1,85·22160)}^1/2 = 382 МПа

Недогрузка (417 – 382) 100/417= 8,4 %

Допускаемая недогрузка 10%

12. Проверка напряжений изгиба зубьев шестерни и колеса:

σ_F2 = Y_F2Y_βF_tK_FαK_FβK_Fv/( _Fbm_te)

σ_F1 =σ_F2Y_F1/Y_F2

где Y_F – коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев

z_v= z/(cosd·cos³β)

β = 35° - угол наклона зубьев

z_v1 = 33/(cos19,65°·cos³35°) = 63,7 → Y_F1 = 3,68

z_v2 = 93/(cos70,35°·cos³35°) = 503 → Y_F2 = 3,63

Y_β = 1 – коэффициент учитывающий наклон зуба

K_Fα = 1,0 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями

K_Fβ = 1,0 – для прирабатывающихся зубьев

К_Fv = 1,07 – коэффициент динамичности

σ_F2 = 3,68·1,0·1263·1,0·1,0·1,07/(1,0·22·1,71) = 132 МПа < [σ]_F2

σ_F1 = 132·3,63/3,68 = 130 МПа < [σ]_F1

Так как расчетные напряжения σ_H < [σ_H] и σ_F < [σ]_F, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

2.2 Проектный расчёт валов редуктора.

Проектный расчет входного вала редуктора.

Материал быстроходного вала – сталь 45,

термообработка – улучшение: σ_в = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [τ]_к = 10÷20 МПа

Диаметр быстроходного вала

где Т – передаваемый момент;

d₁ = (16·32,3·10³/π10)^1/3 = 25 мм

Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром d_дв= 32 мм,

d₁ = (0,81,2)d_дв = (0,81,2)32 = 2538 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 28 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,01,5)d₁ = (1,01,5)28 = 2842 мм,

принимаем l₁ = 40 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 28+22,2 = 32,4 мм,

где t = 2,2 мм – высота буртика;

принимаем d₂ = 35 мм:

длина вала под уплотнением:

l₂  0,6d₂ =0,635 = 21 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 35 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

Проектный расчет выходного вала редуктора.

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d₁ = (16·86,6·10³/π20)^1/3 = 28 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 30 мм;

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 30+22,2 = 34,4 мм,

где t = 2,2 мм – высота буртика;

принимаем d₂ = 35 мм .

Длина вала под уплотнением:

l₂  1,25d₂ =1,2535 = 44 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 35 мм.

Диаметр вала под колесом:

d₃ = d₂ + 3,2r = 35+3,22,5 = 43,0 мм,

принимаем d₃ = 45 мм.