3.5Проверочный расчет зубчатой передачи.

.Проверим межосевое расстояние ,мм, по формуле [1]

= (90)

= = 225 мм

Проверим контактные напряжения Н/мм² , по формуле [1]

, (91)

где - вспомогательный коэффициент, [1];

- окружная сила в зацеплении, Н, по формуле [1]

= (92)

= =9493,76 Н

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых в зависимости от окружной скорости и степени точности передачи в зависимости от окружной скорости , м/с, по формуле [1]

= (93)

= =0,3м/c

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (равная 9), ;

,

.

Допускается недогрузка передачи не более 10% и перегрузка

не более 5%.

Проверим передачу на процент недогруза по формуле [1]

= 100 . (94)

= 100 = .

Условие контактной прочности выполняется.

Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни , и колеса , , по формулам [1]

(95)

(96)

где m – модуль зацепления, мм;

- ширина зубчатого венца колеса, мм;

- окружная сила в зацеплении, Н;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Зависит от степени точности передачи(равная 9) ;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающих зубьев колес ;

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи ;

и - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются

в зависимости от эквивалентного числа зубьев шес­терни и колеса , определяющихся по формулам [1]

= , (97)

= ; (98)

= = 18,74

Для ;

= = 135,34

Для ;

- коэффициент, учитывающий наклон зуба по формуле [1]

(99)

= 0,933

и - допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, .

;

= .

При проверочном расчете значительно меньше , это допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых пе­редач ограничивается контактной прочностью.

4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ ЗАЦЕПЛЕНИЯ

Редукторные валы испытывают два вида деформации - изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действи­ем вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом (червячном) зацеплении закрытой передачи и консоль­ными силами со стороны открытых передач и муфт.

4.1.Определение сил в зацеплении червячной передачи

Определение сил в зацеплении червячной передачи определяется с помощью расчетной схемы на рисунке 1

Рисунок 1-Расчетная схема

Окружная сила червяка , Н , по формуле [1]

= , (100)

= = 835,94 Н

где – вращающий момент на тихоходном валу,Нм;

- делительный диаметр червяка, мм.

Осевая сила червяка , Н: .

Окружная сила в зацеплении червячного колеса , Н, по формуле [1]

= , (101)

= = 2482,73 Н

где - вращающий момент на промежуточном валу,Нм;

- делительный червячного колеса, мм.

Радиальная сила в зацеплении червячного колеса , Н, по формуле [1]

, (102)

Н

– угол зацепления,градус,

Осевая сила червячного колеса .