Определяем модуль зацепления по формуле

3.4. Определяем модуль зацепления по формуле

где К_m, - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач равен 5,8;

 допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом по таблице 3.4 (3).

Тогда

Полученное значение модуля округляем в большую сторону до стандартного из ряда стр.59 (3). Для силовых зубчатых передач при твердости одного из колес > 45HRC. принимается модуль > 1.5. поэтому принимаем модуль m=2.

3.5. Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:

3.6. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых колес

Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа, то есть Z = 100.

3.7. Определяем число зубьев шестерни

3.8. Определяем число зубьев колеса

Z₂ = Z - Z₁ = 100 - 20 == 80

3.9. Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение

следовательно передаточное число выбрано верно.

3.10. Определяем основные геометрические параметры передачи и сводим их в таблицу

	Параметры	Формулы	Колесо
1	Число зубьев	Z2	80
2	Модуль нормальный, мм	mn=m	2
3	Шаг нормальный, мм		6,28
4	Угол исходного контура
5	Угол наклона зубьев
6	Торцовый модуль, мм		2,03
7	Торцовый шаг, мм		2,03
8	Коэффициент головки зуба	H	1
9	Коэффициент ножки зуба	С rn > 1	0.25
10	Диаметр делительной окружности, мм	d = Z * mt	162.4
11	Высота делительной головки зуба, мм	ha = h * m	2
12	Высота делительной ножки зуба, мм	Hf = (h + C)*m	2,5
13	Высота зуба, мм	h = ha + hf	4.5
l4	Диаметр окружности выступов, мм	da= d + 2 ha	166.4
15	Диаметр окружности впадин, мм	df=d - 2hf	155,4
16	Межосевое расстояние, мм	A = 0,5 (d1 + d2)	100
17	Ширина венца, мм		40

 

4. Геометрический расчет конической зубчатой передачи

4.1 Определяем делительный диаметр колеса

где  определены заранее

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, для прирабатывающихся колес равен 1;

V_Н- коэффициент вида конических колес, для прямозубых равен 1.

Тогда

Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров табл.13.15 (3).

d_е4 =250 мм

4.2. Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса

4.3. Определяем внешнее конусное расстояние

4.4. Определяем ширину зубчатого венца

4.5. Определяем внешний окружной модуль

где К_fb- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, равен 1; (3)

V_f = 0,85 - коэффициент вида конических колес. (3)

Так как передача открытая, увеличиваем значение модуля на 30%, то есть m = 5 мм.

4.6. Определяем число зубьев колеса и шестерни

4.7. Определяем фактическое передаточное число.

4.8. Определяем внешние диаметры шестерни и колеса:

делительный ;

вершин зубьев =109,28 мм;

= 253,71 мм;

впадин зубьев  = 90,72 мм;

= 246,3 мм;

средний делительный диаметр =85,7 мм;

214,25 мм.

5. Определение геометрических размеров и расчет на прочность выходного вала

5.1. Определяем силы действующие в зацеплении конической прямозубой передачи:

окружная

радиальная = 612 Н,

осевая  = 1530 Н.

5.2 Выбираем материал для вала по таблице 3.2 (3). Это сталь 45 улучшенная, со следующими механическими характеристиками:

допускаемое напряжение на кручение

5.3. Ориентировочно определяем геометрические размеры каждой ступени вала:

- диаметр выходной части

Принимаем d₁= 45 мм.

Исходя из этого принимаем диаметр под подшипником d₂ = 50 мм.

5.4. Выбираем предварительно подшипники качения. По таблице 7.2 (3) для конической передачи при n<1500 об/мин применяется подшипник роликовый конический однорядный. Выбираем типоразмер подшипника по величине диаметра внутреннего кольца, равного диаметру d₂= 50мм. Это подшипник легкой широкой серии 7510: d = 50мм, D = 90мм, Т = 25 мм, угол контакта 16⁰, C_r=62 kH.

5.5. Вычерчиваем ступени вала по размерам, полученным в ориентировочном расчете и определяем расстояния между точками приложения реакций подшипников.

5.6. Вычерчиваем схему сил в зацеплении конической передачи.

5.7. Определяем реакции опор:

а) вертикальная плоскость

б) строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях A, B, C (рис.5.1)

в) горизонтальная плоскость,

Проверка:

г) строим эпюры изгибающих моментов в характерных сечениях A, B, C (Рис.5.1)

M_YC = 0,

M_YB = F_t * l₁ = 4580 * 52 = 238160 Нмм,

M_AY = 0,

д) строим эпюры крутящих моментов (Рис.5.1)

5.8. Определяем суммарные реакции опор

5.9. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженном сечении В

5.10. Определяем приведенный момент

5.11. Определяем диаметр вала исходя из третьей теории прочности

где  = 160 Мпа - допускаемое значение напряжений для стального вала.

Полученное значение вала под подшипником округляем до ближайшего стандартного

d = 40 мм.

В результате расчета уменьшим диаметр вала под колесом до 45 мм.

5.12.Рассчитываем шпонку на срез и смятие.

Для закрепления на валах колес применяют шпонки. Размеры призматических шпонок выбираем в зависимости от диаметра вала по ГОСТ 23360-78, b*h = 14*9 мм, 1 = 38 мм.

5.13. Условие прочности при деформации смятия проверяется по формуле

где T - передаваемый валом крутящий момент;

- допускаемое напряжение на смятие по табл. 3.2 (3) 260 Н/мм²

5.14. Условие прочности при деформации среза проверяется по формуле

где - допускаемое напряжение на срез по табл. 3.2 (3) 80 Н/мм²

 

6. Проверочный расчет подшипников

 

6.1. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности с базовой. В результате расчетов имеем : угловая скорость вала , осевая сила в зацеплении - F_а = 1530 Н, реакции в подшипниках - R_XB = 3400 Н, R_YB= 7557 Н. В результате расчета нам необходимо уменьшить размеры ранее выбранного подшипника, это подшипник легкой широкой серии 7508 c характеристиками: d = 40мм, D = 80 мм, Т = 25 мм, С_r = 56 кН, е = 0,381, У = 1,575, угол контакта 14°.

Подшипники установлены по схеме враспор.

6.2. Определяем осевые составляющие радиальных реакций

R_g1 = 0,83 e R_BY = 0,83 * 0,381 * 3400 = 1188 H,

R_g2 = 0,83 e R_BX = 0,83 * 0,381 * 7557 = 2640 H,

6.3. Определяем осевую нагрузку подшипника

R_a1= R_s1= 1188 Н, R_a2 = R_s1 + F_a = 2718 H.

6.4. Определяем отношения:

где V - коэффициент вращения. При вращающемся внутреннем кольце подшипника согласно табл.9.1 (3) V = 1.

6.5. По соотношению 0,35 < 0,381 и 0,36 < 0,381 выбираем формулу для определения эквивалентной динамической нагрузки, восприни­маемой подшипником, R_e ; R_e= VR_rK_g K_T,

K_g - коэффициент безопасности, по табл. 9.4 (3) K_g =1,2,

К_T - температурный коэффициент, по табл. 9.5 (3) =1, K_T тогда

R_e = 1 * 3400 * 1,2 * 1 = 4080 H,

6.6. Определяем динамическую груэоподъемность

где L_h - требуемая долговечность подшипника, при длительной работе привода, принимаем 5000 ч.

C_rp < С_r , значит подшипник пригоден к применению.