2.5 Усилия в зацеплении зубчатой передачи

Определяем числовые значения сил, действующих в зацеплении. В зацеплении действуют окружная сила F_t, радиальная сила F_r [3, табл.6.1, c.97]:

где для стандартного угла α = 20^о, tg(α) = 0,364.

2.6 Проверочные расчеты передачи

2.6.1 Проверка прочности по контактным напряжениям

Расчетное контактное напряжение:

σ_H < [σ_H]

320 МПа < 435 МПа

где К – вспомогательный коэффициент;

К_Нα = 1,1 – коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

К_Нβ = 1 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

К_Hv = 1 - коэффициент динамической нагрузки.

Так как расчетное напряжения меньше допускаемого контактного напряжения, то корректировка размеров зубчатых колес не требуется.

2.6.2 Проверка прочности по напряжениям изгиба

Расчетное изгибающее напряжение:

где Y_β = 1 – коэффициент наклона зубьев;

Y_F = 3,9 – коэффициент формы зуба;

К_Fa = 1 – коэффициент распределения нагрузки.

σ_F < [σ_F]

54 МПа < 240 МПа

Так как расчетное напряжения меньше допускаемого напряжения, то корректировка размеров зубчатых колес не требуется.

3. Расчет ременной передачи

Диаметр ведущего шкива определим по формуле:

Диаметр ведомого шкива найдем по формуле:

d₂ = u_рем ∙ d₁ ∙ (1 – e) = 5,30 ∙ 44 ∙ (1 – 0,01) = 232 мм

где е – коэффициент скольжения.

Толщину ремня определяем по формуле:

h = i · Δ = 4 · 1,25 = 5 мм

Рассчитаем межосевое расстояние ременной передачи по формуле:

а = 2,5 ∙ (d₁ + d₂) = 2,5 ∙ (44 + 232) = 690 мм

Угол обхвата ремня найдем по формуле:

Определим длину ремня:

По стандартному ряду выберем длину ремня равную 1815 мм.

Рассчитаем скорость движения ремня:

Допускаемая удельная окружная сила будет равна:

[k_t] = [k₀] ∙ C_p∙ C_a∙ C_v∙C_o∙ C_l ∙ C_d∙ C_z=0,9∙1∙0,91∙1,03∙0,9∙0,95∙1,2∙0,95 = 0,82

где [k₀] – допускаемая приведенная окружная сила;

C_p, C_a, C_v, C_o, C_l, C_d, C_z – коэффициенты, характеризующие работу передачи.

Сила натяжения ремня:

Окружная сила, передаваемая ремнем:

4. Предварительный расчет валов и выбор подшипников

4.1 Выбор материала валов

Для вала редуктора выбираем улучшенную сталь 40Х, с характеристиками:

σ_Т = 640 МПа;

τ_Т = 380 МПа;

σ _-1 = 360 МПа;

σ_В = 790 МПа;

τ_-1 = 210 МПа;

НВ = 240;

Е = 2∙10¹¹ МПа.

4.2 Проектирование быстроходного вала

Определяем диаметр выходной части вала из расчёта только на кручение по формуле:

где [τ] - допускаемое напряжение, для сталей - 12 ÷ 40 МПа.

Приравниваем полученное (расчётное) значение к стандартному значению. Из стандартного ряда чисел наиболее подходящим является 40 мм.

Диаметр вала в месте посадки правого подшипника должен быть равен внутреннему диаметру ближайшего по типоразмеру подшипника. При этом следует унифицировать подшипники на обоих валах. Исходя из этого:

d₂ = d₁ + 5…10 = 40 + 5 = 45 мм

Выбираем по таблице ГОСТ 8338–75 подшипник радиальный шариковый лёгкой серии №209 с габаритными размерами:

D_под = 85 мм

В_под = 19 мм

С = 35200 Н

Рисунок 3 – Быстроходный вал

Длина l₁ выходной части вала:

l₁^б = 1,5 · d₁ = 1,5 · 40 = 60 мм

Длина участка в месте установки крышки вала будет рассчитываться с учетом установки уплотнительного кольца, подшипника, манжеты и упорного кольца:

l₂^б = В_ук + В_под + В_ман + В_кр + (5-10) = 6 + 19 + 10 + 6 + 6 = 47 мм

Длину участка вала, на котором находиться шестерня, определим с учетом установочных зазоров:

l₃^б = В_ш + 2· Δ₁ = 108 + 2·4 = 116 мм

где Δ₁ = 4 мм – установочный зазор.

Длина участка в месте установки глухой крышки будет рассчитываться с учетом установки уплотнительного кольца, подшипника, манжеты и упорного кольца:

l₄^б = В_ук + В_под = 6 + 19 = 25 мм

Выбираем для уплотнения вала манжету резиновую армированную тип 1 ГОСТ 8752-79 с шириной В_мн = 10 мм.

Уплотнительное кольцо имеет ширину В_ук = 6 мм.