3. Проверочный расчет зубчатых передач

   1. Проверочный расчет зубчатой передачи на контактную выносливость

Условие прочности по контактным напряжениям для косозубых передач:

где: - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

- динамический коэффициент;

- окружная сила

Окружная скорость колес:

,

назначаем 8 степень точности.

Тогда: ; ;

Недогрузка составляет:

Условие прочности по контактным напряжениям выполнено.

2. Проверочный расчет зубчатой передачи на выносливость при изгибе

Для исключения усталостной поломки зубьев необходимо сопоставить расчетное местное напряжение от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемые напряжения :

Данное условие проверяют раздельно для шестерни и колеса. Расчетное местное напряжение при изгибе определяется по формуле:

для колеса:

для шестерни:

где:  – коэффициент, учитывающий форму зуба (по табл 4.4 ;

– эквивалентное число зубьев;

 – коэффициент, учитывающий наклон зуба;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

– коэффициент динамической нагрузки;

Имеем:

Условие прочности зубчатых передач на выносливость при изгибе выполнено.

4. Определение сил, действующих в зацеплении

Определяем силы, действующие в зацеплении.

Силу нормального давления , направленную по линии зацепления раскладывают на три ортогональных проекции: окружную силу , направленную касательно к делительной окружности; радиальную силу, направленную по радиусу к центру колеса; осевую силу, направленную параллельно оси колеса.

Рисунок 2.1 - Силы, действующие на зубчатую передачу.

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

Усилие от несоосности валов в муфте:

быстроходный вал:

тихоходный вал:

3. Расчет валов

   1. Проектный расчёт валов

      1. Быстроходный вал

Проектный расчёт валов выполняется по напряжениям кручения, т. е. при этом не учитывается напряжение изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени. Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчёта допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: [τ]_к = 20…25 Н/мм².

Допускаемое напряжение на кручение быстроходного вала [τ]_к берём равным 20 Н/мм².

Определяем геометрические параметры и ступени вала.

Рисунок 3.1 - Быстроходный вал

Диаметр первой ступени вала (под муфту) рассчитываем по формуле:

Принимаем

Длину первой ступени под полумуфту:

Принимаем

Диаметр второй ступени вала (под подшипник) рассчитываем по формуле: d₂ = d₁+2∙t

где t – значение высоты буртика, определяется в зависимости от диаметра соответствующей ступени; t =2,8

d₂ = 50+2∙2,8= 55,6 мм, принимаем d₂ = 55 мм.

Длина второй ступени второй ступени

Диаметр третей ступени вала (под шестерню) рассчитываем по формуле:

d₃ = 55+3,2∙3 = 65 мм

Конструктивное условие соблюдено.

Диаметр четвертой ступени вала (под подшипник) равен диаметру второй ступени: d₄ = d₂ = 55 мм

Предварительный выбор подшипников для быстроходного вала

По рекомендации выбираем для быстроходного вала подшипники шариковые радиальные однорядные тяжелой серии (ГОСТ 8338-75).

Таблица 2.1 - Характеристики подшипников быстроходного вала

Вал	Обозначение	Размеры, мм				Грузоподъемность, кН
		d	D	B	r	Cr	Cor
Быстроходный	411	55	140	33	3,5	100,0	63,0