3.2.5 Определение усилий в зацеплении

Определяем окружную силу F_t:

Определяем радиальную силу F_r:

,

где - угол зацепления;.

3.2.6 Проверочный расчет на контактную выносливость

,

где - коэффициент расчетной нагрузки

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Берём по графику в зависимости от ψ_bd: (стр.227,[2]).

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки. Для данного вида передачи степени точности .

- коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку. Принимаем .

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацепле­нии;

,

где - удельная окружная динамическая сила.

,

где - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепле­ния шестерни и колеса. Берём из таблицы в зависимости от модуля=7,3 (табл.10.8, стр.230, [2]);

–окружная скорость передачи;

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и мо­дификации профиля головок зубцов (принимаем по таблице 10.7,стр.230,[2]) =0.02.

Н/мм;

- коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колёс. Для стали принимаем =192 МПа^1/2, (табл.10.10, стр.234, [2]).

- коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубцов в полюсе зацепления.

- угол профиля зубца в нормальном сечении. Принимаем ,

- т.к. колеса нарезаны без смещения.(стр.235, [2]).

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных ли­ний. Зависит от коэффициента осевого перекрытия .

Т.к. и передача прямозубая , то

- коэффициент торцового перекрытия

Таким образом:

Условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

3.2.7 Проверочный расчет на изгибную усталость

,

,

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубцами. Для данного вида передачиK_Fa=1.35 (стр.246, [2]).

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Прини­маем K_Fβ=1.1.(По графику на стр.227,[2]).

- коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку в зацеплении

где - удельная окружная динамическая сила.

,

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубцов. Принимаем.(стр.230, [2]).

Н/мм;

- коэффициент, учитывающий угол наклона зубцов. Для прямозубой пе­редачи .

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубцов. Для прямозубой пере­дачи при εβ <1: .

- коэффициент, учитывающий форму зуба. Для его определения най­дём эквивалент­ное число зубцов :

Z_v1=Z₁=40

Z_v2=Z₂=72

Тогда Y_F1=4.3 и Y_F2=3.7

Таким образом:

Следовательно, условие прочности выполняется.

Расчет на перегрузку:

, где σ_тек – предел текучести материала. Для данной твердости материала σ_тек=580(МПа).

.

, где σ_в – предел прочности материала. Для данной твердости материала σ_в=850(МПа).

Условия прочности выполняются.

4. Предварительный расчет валов

Из условия прочности на кручение определяется диаметр выходных кон­цов валов d_вых

,мм

где [τ] – допускаемое напряжение кручения для материала вала.

4.1 Для ведущего вала принимаем [τ] = 20 Н/мм ², т.к. в начале вала наса­жен шкив:

Принимаем конструктивно диаметр под шкив – 30 мм; под подшип­ники – 35 мм, основной диаметр вала в редукторе 40 мм. Шестерня цилиндрической прямозубой передачи выполняется за одно с валом.

4.2 Для ведомого вала принимаем [τ] = 25 Н/мм ²:

Принимаем конструктивно диаметр под муфту – 40 мм; под под­шипники – 45 мм, под зубчатые колеса – 50 мм.

Для ведомого вала цилиндрической прямозубой передачи принимаем [τ] = 25 Н/мм²:

Принимаем конструктивно диаметр под муфту – 50 мм; под под­шипники – 55 мм, под зубчатое колесо – 60 мм.