4. Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев.

4.1. Определяем значение коэффициентов [Ф-126, стр.118, Устюгов И.И. ; Z_H-1,76 [стр.120, Устюгов И.И.; Z_М=274*10³Па^1/2 [П-22, стр.368, Устюгов И.И. ] ;

4.2. Находим Z_Е = = 0,76, где

εα ≈ 1,88-3,2(1- Z_V1+1/V₂)=1,88-3,2*)1/23,7+1/153)=1,88-3,2*(0,04225+0,00654)=1,72, где Z_H – коэффициент сопряжения поверхностей зубьев,

Z_М – коэффициент механического свойства материалов сопрягаемых колес,

Z_Е - коэффициент суммарной длины контактных линий,

εα – коэффициент торцового перекрытия.

Z_V1=Z₁/ cos δ₁=22/0,93=23,7; Z_V2=Z₂/ cos 2₁=55/0,3665=153, где

Z- число зубьев шестерни и колеса [Ф-128, стр.120, Устюгов И.И.]

4.3. По табл.П.26 [стр.370, Устюгов И.И.] , при υ_m = 4.78 м/с и 8-й степени точности передачи, получаем К_н υ≈1,2.

Коэффициент нагрузки К_н= К_{н ß}= К_н υ=1,14*1,2=1,37

σ^/_Н = Z_H* Z_М* Z_Е* =

1,76*274*10³-0,76* *10^-6

366*10^{3 *}10⁶=305*10⁶Па< σ_НР = 420МПа

[Ф-126, стр.113, Устюгов И.И.]

4.4. По формуле [Ф-127, стр.119, Устюгов И.И.] проверяем выносливость зубьев шестерни и колеса по табл. П-27 [стр.119, Устюгов И.И.] в зависимости от числа зубьев [Ф-128, стр.120, Устюгов И.И.] Z_V1=23,7; Z_V2=153:

Y _F=4,12 при Z_V=20 ∆ Y_F=0,16 - ∆ Z_V=5 х=0,16*1,3/5=0,0416

Y_F=3,96 при Z_V=23 Y-1,3

Y_F^/ = Y_F(25)+ х=3,96+0,0416=4,0016

Y_F^// ≈ Y_F(150) = 3,78 для колеса

Сравним прочность зуба шестерни и колеса [стр.113, Устюгов И.И.]

δ₁^/ FP/ Y_F^/=130/4.002=32,5 МПа,

δ₁^// FP/ Y_F^// =110/3,78=29,1 МПа.

Т.к. прочность зуба шестерни оказалась выше, по выносливости зубьев при изгибе следует выполнить по зубьям колеса [Ф-127, стр.119, Устюгов И.И.]

К_FV=2 К_нv -1=2*1,25-1=1,5 [ П-26 стр.370, Устюгов И.И.]

К_FB=1,29 [ П-29 стр.373, Устюгов И.И.] для шариковых опор.

Коэффициент нагрузки

К_F= К_FB* К_FV=1,29*1,5=1,93

δ_F= Y_F К_F F_t / 0,85*b_mt_m= 3,78*1,53*1535/0,85*42*4,3*10^-6 =7,4*10^-6 Па.

7. Ориентировочный расчет валов. Конструктивные размеры зубчатой пары.

7.1. Принимаем для быстроходного вала [τ_к] ^/ = 25 МПа, для тихоходного вала назначаем сталь 40, [τ_н] = 2014 МПа [стр.194, Устюгов И.И.] , где

τ_к – крутящий момент в поперечных сечениях вала

Быстроходный вал. Определяем диаметр выходного конца вала [Ф-193, стр.194, Устюгов И.И.]:

τ_к = = Т/Wp=16/πd³_в1 ≤ [τ_к] ^/

где Т- крутящий момент

Wp- полярный момент сопртивления круглого сечения вала.

Получаем:

d_в1 ≥ π[τ_к]= ==2,4*10^-2 м

7.2. Принимаем диаметр выходного конца вала d_в1 =26 мм и d₁ =38 мм, табл.П-62

[стр.393, Устюгов И.И.] для валов двигателя 4А132М6У3 превышает 25%, то нельзя применять стандартную муфту.

Диаметр резьбы d₁^// = 33 мм внутреннее кольцо подшипника закреплено круглой гайкой.

Диаметр под диспонционую шайбу d₁^/// = 43 мм.

Диаметр вала под подшипник d₁^/V = 35 мм, для средней серии подшипников.

Диаметр распорной втулки d₁^V =45 мм [П-63, стр.393, Устюгов И.И.]

Длину выходного конца вала принимаем из соотношения

l₁ ≈ (1,5…2)* d_в1=(1,5…2)*26=33…52 мм

а размер длины ступицы выбранной муфты принимаем l₁=45 мм.

Тихоходный вал.

Крутящий момент в поперечных сечениях выходного конца вала Т₂ =175 Нм

Определяем диаметр выходного конца вала:

d_в2 ≥ π[τ_к]^//= ==3,54*10^-2 м

[Ф-1933, стр.194, Устюгов И.И.]

В соответствии с рядом Ra