Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям

2.4 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям

Определяем окружную силу в зацеплении

 Н, (36)

где d_m1-средний делительный диаметр шестерни, мм.

Окружная скорость колеса определяется по формуле

 (37)

Определяем условное межосевое расстояние

 (38)

Находим удельную окружную динамическую силу

Н/мм, (39)

где δ_Н-коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и

модификации профиля на динамическую нагрузку (δ_Н=0,06);

g_o-коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления

зубьев шестерни и колеса (g_o=9);

Определяем удельную расчетную окружную сила в зоне ее наибольшей концентрации

 Н/мм (40)

Определяем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении по формуле

(41)

Удельная расчетная окружная сила рассчитывается по формуле

 Н/мм, (42)

где b-ширина венца зубчатых колес, мм.

Определяем расчетные контактные напряжения и сравниваем их с допустимыми

 (43)

где Z_H- коэффициент, учитывающий форму сопряженных

поверхностей зубьев (ZH=1.77);

Z_E- коэффициент, учитывающий механические свойства

материалов колес (ZE=275);

Zε- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных

линий (Zε=1.0).

2.5 Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба

Удельная окружная динамическая сила определяется по формуле

Н/мм, (44)

где δ_F- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку (δ_F=0,16).

Определяем удельную расчетную окружную силу в зоне ее наибольшей концентрации

Н/мм, (45)

где K_Fβ- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по ширине венца (K_Fβ=1,15).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении определяется по формуле

 (46)

Удельная расчетная окружная сила при изгибе

Н/мм (47)

Определяем коэффициент, учитывающий форму зуба по формуле

 (48)

Определяем расчетные напряжения изгиба зуба шестерни по формуле и сравниваем их с допускаемыми

 (49)

Определяем расчетные напряжения изгиба зуба колеса по формуле и сравниваем их с допускаемыми

(50)

где Y_β- коэффициент, учитывающий наклон зуба (Y_β=1)

Y_ε- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (Y_ε=1)

Находим силы действующие в зацеплении зубчатых колес:

-уточненный крутящий момент на колесе

(51)

-окружная сила

 (52)

-радиальная сила

(53)

-осевая сила

 (54)

4. Расчет тихоходного вала

4.1 Проектный расчет вала

Исходные данные:

- материал вала Сталь 3 ГОСТ380-88

- крутящий момент на валу, Нм 303,965.

Минимальный диаметр вала определяем по формуле

мм

По конструктивным соображениям принимаем следующие диаметры вала:

- диаметр выходного конца d=30 мм;

- диаметр для посадки подшипника d=35 мм;

- диаметр для посадки колеса d=38 мм.

Длины участков вала принимаем конструктивно:

- участки на посадку подшипников L₁=25 мм, L₂=48 мм;

- участок на посадку колес L₃=40 мм;

- выходной конец вала, L₄=58 мм.

Общая длина вала составляет 294 мм.