2.3 Прочностной расчёт цилиндрической косозубой передачи

ba – коэффициент ширины колеса

bd - параметр

Межосевое расстояние из условия допустимой контактной выносливости:

гдеKH– коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца

- числовой коэффициент для шевронной передачи

В соответствии с ГОСТ 2185-81 принимаем значение межосевого расстояния

Определение модуля:

В соответствии с ГОСТ 9563-60 принимаем значения модуля

Расчёт количества зубьев колеса и шестерни при угле наклона зубьев :

Конструктивно принимаем значение числа зубьев колеса и шестерни

Определение фактического передаточного числа передачи:

Определение истинного угла наклона зубьев:

Определение диаметров шестерни и колеса:

dw1=73.5 mm

dw2=206.5 mm

Определение диаметров вершин колеса и шестерни:

da1=79.5 mm,

da2=212.5 mm.

Определение диаметров впадин шестерни и колеса:

df1=66 mm

df2=199 mm

Определение ширины зубчатого венца:

Конструктивно принимаем значение ширины зубчатого венца

2.4 Определение скоростей и усилий, действующих в зубчатом зацеплении

Окружная скорость:

Окружная сила:

Осевая сила равна 0 т.к. передача шевронная

Радиальная сила:

где 20 – угол зацепления передачи

2.5 Проверка передачи на контактную выносливость

Zn – коэффициент учитывающий форму сопряжения поверхности зубьев

– коэффициент учитывающий механические свойства материала в сопряжении колёс (для стальных колёс)

– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

– коэффициент торцевого перекрытия

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца

Так как разность между H и HH не превышает пяти процентов, передача по условию контактной выносливости рассчитана, верно.

2.6 Проверка передачи на прочность по напряжению изгиба

– коэффициент, учитывающий влияние угла наклона

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями

F – расчетное значение напряжение изгиба

WFv – удельная окружная динамическая сила

g0 – коэффициент учитывающий влияние разности шагов в зацеплении шестерни

F – коэффициент учитывающий влияние передачи и модификации профиля зуба

– коэффициент учитывающий действие динамической нагрузки

– коэффициент нагрузки

– коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба

F=771.8 N/mm²

FF=378.114 N/mm²

Так как FF<=F то передача по напряжению изгиба рассчитана верно.

3. Проектирование и расчёт валов

3.0 Проектирование выходного вала

3.1 Определение размеров выходного вала и его опорных реакций

Определение ориентировочного диаметра вала:

где - допускаемое напряжение на кручении; МПа, тогда:

dp – посадочный диаметр вала под подшипник

dsh – диаметр шестеренки

h – высота заплечика

db – диаметр бутика

f – расстояние между серединой опоры и серединой выходного конца вала

Предварительный расчет ведущего вала

В качестве опоры промежуточного вала принимаем подшипники радиальный однорядный (гост8338-57) со следующими параметрами:

Dp – внешний диаметр подшипника

B – ширина подшипника

С – динамическая грузоподъемность

Lct – длина ступицы колеса

bw – ширина колеса

х – зазор между ступицей колеса и корпусом

Wval – ширина корпуса в месте установки подшипников

l=71 mm

- расстояние между опорами

3.2 Построение эпюр сил действующих на выходной вал

L=71mm f=70 mm

3.3 Построение эпюр для выходного вала

Опорные реакции в вертикальной плоскости:

C_y=1325 N

E_y=1325 N

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости:

Mx1=113 Nm

Mx2=-113 Nm

Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

3.4 Определение максимального изгибающего момента

Mizg = 160Nm

3.5 Проверочный расчёт выходного вала

Проверка выходного вала на статическую прочность:

Определение момента сопротивления:

dk2 – диаметр вала

Определение напряжения:

1-коэффициент пусковых и перегрузочных моментов (1=1,8…2,4)

Определение полярного момента сопротивления:

Определение напряжения кручения:

Определение площади:

Определение напряжения сжатия:

3.6 Проверочный расчёт ведущего вала

Все расчеты произведем аналогично

3.7 Определение расчетного срока службы подшипников качения установленных на выходном валу

Предварительно применяем на выходном валу шарикоподшипник радиальный однорядный, легкой серии по ГОСТ 8338-57 со следующими параметрами: С =15 кН; d = 35 мм; D = 72 мм; B = 17 мм.

Определение суммарных опорных реакций:

Расчетная радиальная нагрузка на опоры

- эквивалентная динамическая нагрузка,

К_p – коэффициент безопасности

К_t – температурный коэффициент

Номинальная долговечность

Определение долговечности подшипника:

Определение ресурса работы подшипников:

Lk=14346hr

14346hr>12000hr – подшипник подходит по заданному ресурсу работы

Предварительно применяем на ведущем валу шарикоподшипник радиальный однорядный, легкой серии по ГОСТ 8338-57 со следующими параметрами: С =10,8 кН; d = 25 мм; D = 52 мм; B = 15 мм.

Расчет долговечности подшипников ведущего вала проводим аналогично:

Lk=12547hr

12547>12000 => – подшипник подходит по заданному ресурсу работы