3. Силы в зацеплении

_{Окружная сила на среднем диаметре колеса:}

_{Ft=2·T2/dm2, (3.7.1)}

_{где dm2 – средний диаметр колеса}

_{dm2=0,857de2 (3.7.2)}

_{dm2=0,857·550=471,35 мм}

_{По формуле 3.7.1 получим,}

_{Ft=2·3162800/471,35=13420,2 Н}

_{Радиальное усилие на шестерне:}

_{Fr1=Ft·tgα·cos1 (3.7.3)}

_{где при стандартном угле α=20º tgα=0,364}

_{Fr1=13420,2·0,364·0,95285=4654,6 Н}

_{Осевая сила на шестерне:}

_{Fa1=Ft·tgα·sin1 (3.7.4)}

_{Fa1=13420,2·0,364·0,30345=1482,3 Н}

_{Радиальное усилие на колесе Fr2= Fa1=1482,3 Н}

_{Осевая сила на колесе Fa2= Fr1=4654,6 Н}

Рис. 3.7.1 Силы в зацеплении конической передачи

3. Проверка колес по напряжениям изгиба

_{Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса}

_(3.8.1)

_{где KFβ – коэффициент концентрации нагрузки;}

_{KFV – коэффициент динамичности нагрузки;}

_{YF2 – коэффициент формы зуба.}

_{Уточняем коэффициент по формуле 3.2.2:}

,

следовательно K_Fβ=1,46 [3, стр. 16, т. 2.5]

_{KFV=1,4 [3, стр. 16, т. 2.5]}

_{YF2=3,7 [3, стр. 23, т. 2.9]}

_{Для шестерни:}

_{, (3.8.2)}

_{где YF1=4,6 [3, стр. 23, т. 2.9]}

_{Расчетные напряжения менее допустимого напряжения изгиба [σ]F=294 МПа.}

3. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

_{Расчетные контактные напряжения:}

_(3.9.1)

_{где KH=1,22 – коэффициент распределения нагрузки между зубьями [3, стр. 12, т. 2.3];}

_{Расчетное контактное напряжение также находится в допустимых пределах [σ]н=637 МПа.}

4. Уточненный расчет валов

Расчет проведем для наиболее нагруженного вала, т.е. для выходного вала редуктора, см. Рис. 14.1

Ft1= 7111,3 Н – тангенциальная сила (червячное колесо)

Fr1= 1638,5 Н – радиальная сила (червячное колесо).

Fа1= 2588,5 Н – осевая сила (червячное колесо).

Ft2= 13420,2 Н – тангенциальная сила (коническая шестерня)

Fr2= 4654,6 Н – радиальная сила (коническая шестерня)

Fа2= 1482,3 Н – осевая сила (коническая шестерня)

Рис. 1.1 Схема нагрузки вала.

Определим реакции в опорах:

вертикальные реакции:

M^В_А= 0;

M^В_А= Fr1 80 + R^B_B 160- Fa1 150- Fa2 87,5+Fr2 70 = 0;

R^B_B= (-Fr1 80+ Fa1 150+ Fa2 87,5-Fr2 70 ) /160 =

=(-1638,5 80+ 2588,5 150+ 1282,3 87,5-4654,6 70 )/160= 272,3 Н;

M^В_В= 0;

M^В_В= -Fr1 80 - R^B_А 160- Fa1 150 + Fr2 230 – Fa2 87,5 = 0;

R^B_А= (-Fr1 80- Fa1 150 + Fr2 230- Fa2 87,5)/160=

=( -1638,580- 2588,5150 + 4654,6230- 1282,387,5)/160= 2743,8 Н;

R^В_В= +R^B_А+ R^B_B+ Fr1- Fr2=2743,8 +272,3+1638,5-4654,6=0

горизонтальные реакции:

M^Г_А= 0;

M^Г_А= Ft1 80 - R^Г_B 160 +Ft2 70 = 0;

R^Г_B= (Ft1 80+ Ft2 70)/160= (7111,3 80 + 13420,4 70)/160=

= 9427,1 Н;

M^Г_В= 0;

M^Г_В= -Ft1 80 - R^Г_А 160 + Ft2 230 = 0;

R^Г_А=(-Ft 90 +Ft2 230)/160= (-7111,3 80+13420,4 230)/160=

= 15736,2 Н;

R^Г_В= +R^Г_А+ R^Г_B+ Ft1- Ft2=15736,2 -9427,1+7111,3-13420,4=0

Определим суммарные моменты (место посадки червячного колеса)

М= М²в+М²_Г, Нм

М= 519,355²+754,168²= 915,7 Н

Определим запас сопротивления усталости:

Материал вала Сталь 45 нормализация,=600 МПа

[1,с.299]

где:- запас сопротивления усталости только по изгибу;

- -запас сопротивления усталости только по кручению;

; МПа

МПа

; МПа

МПа

,,, [1, с.300]

= 1,5

Таким образом, условия прочности и жесткости выполняются.