3 Расчет косозубой цилиндрической передачи

Р₁=5,5 кВт Р₂=5,2 кВт

n₁=1445 об/мин n₂=578 об/мин

Т₁=36,4 Н м Т₂=85,95 Н м

₁=151,3 с^-1 ₂=60,5 с^-1

u =2,5

Материал зубчатых колес

Для шестерни – сталь 40ХН улучшенная, твердостью 295НВ, для которого допускаемое контактное напряжение [_к]₁=540 МПа, допускаемое напряжение при изгибе [_и]₁=465 МПа [1, с. 181];

для колеса – сталь 40ХН нормализованная, твердостью 250НВ, для которого [_к]₂=466 МПа, [_и]₂=425 МПа [1, с. 182].

Общее допускаемое контактное напряжение для зубчатых колес в косозубой передаче

[_к]=0,5*([_к]₁+[_к]₂)=0,5*(540+466)=503 МПа.

1. Межосевое расстояние

,

где К_а=43 – числовой коэффициент для косозубой передачи,

_вa=0,4 – коэффициент ширины венца зубчатого колеса [1 , с. 162],

К_ - коэффициент распределения нагрузки по длине зуба, принимается в зависимости от коэффициента

,

из [1, табл. 9.11] К_=1,0275.

2. По ГОСТ а=80 мм [1, табл. 9.2].

3. Назначаем число зубьев шестерни z₁=19, тогда число зубьев колеса z₂=z₁*u=19*2,5=48.

4. Угол наклона зуба для косозубых передач =10, cos=0,985.

5. Модуль зацепления передачи

По ГОСТ m=2,5 мм [1, с. 30].

6. Основные размеры шестерни и колеса.

• Диаметры делительных окружностей

для шестерни

для колеса

• Диаметры выступов зубьев

для шестерни

для колеса

• Диаметры впадин зубьев

для шестерни

для колеса

• Ширина венца зубчатых колес

для колеса

для шестерни

7. Окружная скорость передачи

8. Степень точности передачи в зависимости от окружной скорости и вида передачи S=9 [1, табл. 9.9].

9. Проверочный расчет передачи на контактную прочность

,

где К_=1,16 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [1, табл. 9.12].

К_z=365 – коэффициент, учитывающий механические свойства зубчатых колес.

10. Конструктивные размеры ведомого зубчатого колеса

• Толщина зубчатого венца

принимаем =10 мм.

• Толщина диска

принимаем с=8 мм.

• Диаметр вала под зубчатым колесом

где [_к]=25 МПа – допустимое напряжение при кручении.

• Диаметр ступицы колеса

• Длина ступицы колеса

кроме того должно соблюдаться условие L_ств₂. Принимаем L_ст=39 мм.

• Размер фаски под вал

• Размер фаски колеса

• Диаметр расположения облегчающих отверстий принимается конструктивно

D₀=72 мм.

• Диаметр облегчающих отверстий принимается конструктивно

d₀=15 мм.

Проверка прочности зубьев на изгиб

1. Приведенные числа зубьев

для шестерни

для колеса

2. Коэффициенты формы зуба

для z₁=20 коэффициент y₁=0,371,

для z₂=50 коэффициент y₂=0,458 [1, табл. 10.12].

3. Сравнительная оценка прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса

Следует проверять на изгиб зубья шестерни, так как их прочность ниже, чем прочность зубьев колеса.

4. Расчетное напряжение изгиба в опасном сечении зуба шестерни

где К=К_К_К_=1.161.02751.3=1.55 – коэффициент нагрузки,

k_пи=1,3 – коэффициент, учитывающий повышение прочности на изгиб косозубых колес по сравнению с прямозубыми.

Расчет штифтового соединения колеса с валом.

Штифты подбираются по диаметру вала под зубчатым колесом

d=26 мм, тогда диаметр штифта d_шт=12 мм.

Штифты рассчитываются на срез

–допустимое напряжение на срез

,

где i=2 – количество плоскостей среза.

.

Условие прочности выполняется.

4 Расчет ведущего вала привода

d_к=d_в=32 мм - диаметр хвостовика вала.

d_п=d_в+(712)=32+8=40 мм - диаметр вала под подшипники.

d_к<d_кп<d_п, d_кп=36 мм - диаметр между участками с d_к и d_п, промежуточный.

d_=d+10 мм=45+10=55 мм - диаметр буртика.

d=d_п+5 мм=40+5=45 мм - диаметр вала под деталью передачи.

d_=d+10 мм=45+10=55 мм - диаметр буртика.

l₁=L_пм-2 мм=80-2=78 мм - длина хвостовика вала.

l₂=l₃=l₇=B=23 мм.

Роликоподшипники конические однородные №7308

D=90мм – диаметр подшипника;

В=23мм – ширина подшипника [2, т.15.6]

l₂ - длина промежуточного участка вала между хвостовиком и подшипником.

l₃, l₇ - длина участка вала под подшипники.

l₄ - длина буртика.

l₅ - длина участка вала под деталью передачи.

l₆ - длина участка вала под втулкой.

Расчетная схема вала

а=48.5 мм

в=48.5 мм

с=73.5 мм

- окружное усилие,

- радиальное усилие,

=20 - угол зацепления в нормальном сечении,

=10 - угол наклона зубьев,

- осевое усилие,

- сосредоточенный момент,

–вертикальная реакции в точке А,

–вертикальная реакции в точке В,

–момент в вертикальной плоскости,

–момент в вертикальной плоскости,

- горизонтальная реакция в точке А,

- горизонтальная реакция в точке В,

- момент в горизонтальной плоскости.

Построение эпюр приведено на рисунке 1.