Уточнение делительного угла

      

7. Определение геометрических параметров передачи:

 

66                   .

Проверка:

0,5(d₁+d₂)=a_w          0,5(66+184))=.125

    Диаметры  окружностей вершин, мм:

    

,

где - коэффициент высоты головки; для исходного контура по ГОСТ 13755-68 .

    Х₁ и Х₂ –коэффициенты смещения исходного контура шестерни и колеса, для шевронных колес Х₁ = 0,3; Х₂ = - 0,3;

     коэффициент суммы смещений: .

     делительное межосевое расстояние: для данной передачи а=а_w = 160 мм,

    

68.6мм;

    

186.7мм.

    Диаметры  окружностей впадин, мм:

    

,

где - коэффициент радиального зазора, для исходного контура по ГОСТ 13755-68 =0,25:

    

64.1мм,

    

187.4мм;

    Высота  зуба:

    Расчет  ширины колеса:

    

мм,

Принято по ГОСТ 6636-69 63мм.

      Для компенсации неточностей установки  колес в осевом направлении ширину венца шестерни b₁ принимают на 3…5 мм больше ширины колеса.

b₁=b₂+(3÷5)=63+5=66 мм 

      Учитывая  заданное смещение получим:

      Таблица №2

8. Окружная скорость передачи:

       м/с.

      Полученное  значение окружной скорости соответствует  средней точности передачи (8й).

9. Силы, действующие в зацеплении:

    Окружная  сила:

    

    Радиальная  сила:

    

3095Н;

    Осевая  сила:

    

3668

10. Проверка передачи на контактную выносливость:

           (4)

      K_H – коэффициент нагрузки. .

       - коэффициент учета неравномерности  распределения нагрузки между  зубьями. Значение для косозубых  и шевронных передач  = 1,12. рис.4.1 [3].

       - коэффициент учета неравномерности распределения нагрузки по ширине венца от , HB и схемы расположения колес относительно опор. В данном случае =1,05.

       =0,5 (u+1)=0,5∙0,5(5+1)=1,5

       - коэффициент учета динамической  нагрузки на контактную выносливость. При твердости зуба колеса <350 и окружной скорости равной 5 м/с при степени точности 8  равен 1,08.

       .

       - коэффициент, учитывающий физико-механические свойства. Для колес зубчатых передач с материалами сталь-сталь - .

       - коэффициент, учитывающий форму  сопряженных поверхностей.

      

.

       - коэффициент, учитывающий перекрытие.

      

,

      где .

       .

      Расчетные контактные напряжения:

Перегрузка по контактному напряжению:

    Проверка  передачи изгибную прочность.

Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба находят по таблице

К_F –коэффициент нагрузки при расчете на изгиб.

Y_b -коэффициент, учитывающий наклон зуба, для косозубой передачи:

 Y_b=1-β/140=0,79, где β – угол наклона линии зуба.

Y_F2 находят по эквивалентному числу зубьев .

Y_F2 = 3,68                                                                                  рис. 3.18, стр. 77 [2].

Определение коэффициента нагрузки K_F

.

-коэффициент, учитывающий неравномерность  распределения нагрузки между  зубьями. Определяется степенью  точности. =0,91.               табл. 4.2а [3].

-коэффициент концентрации нагрузки.

       , где К_р – к-т режима, при умеренных колебаниях К_р=0,75, - к-т концентрации нагрузки в начальный период работы передачи табл. 4.4, стр. 137 [3].

 К_FV=1,17 –коэффициент динамической нагрузки.                                              табл4.7  [3].

 

Расчетная изгибная прочность шестерни:

Y_F1 находят по эквивалентному числу зубьев

Y_F1=3,90           табл.4.12 [3].

 

Таблица №2

 

7. Проектирование и расчет входного вала

7.1. Определение ориентировочного  диаметра входного  вала

,

где 20 - 35 Н/мм² - условное допускаемое напряжение кручения для выбранного материала вала; для стали 40Х принято 25 Н/мм².

     По  принято = 36,0 мм - диаметр цапфы входного вала,

     Принято =36 мм - диаметр посадочного участка вала под шестерней,

7.2. Предварительный  выбор подшипников качения для входного вала

     По  диаметру цапфы входного вала = 36 мм принят шарикоподшипник радиальный  типа 310 средней серии (ГОСТ 8338-75).

Тип 307: d = 36 мм; D =80 мм; В = 21 мм; r = 2.5 мм; С = 33200 Н, табл. 3, стр. 122 .

7.3. Эскизная компоновка  входного вала

     Общая длина вала

 

      Расстояние между  опорами А и В

.

     Расстояние  от опоры А до середины цилиндрического зубчатого колеса

.

     Расстояние  от опоры В до середины хвостовика Е

.

7.4. Определение опорных  реакций на входном  валу для каждой  силовой плоскости

     Окружное усилие: 

     Радиальное усилие: 

     Осевое усилие: 

     Усилие, возникающее на хвостовике вала от соединительной муфты:

     

.1944.9Н

      Координатная  система X – Y – Z распадается на две силовые плоскости:

XOZ – плоскость, в которой действуют усилия F_R и F_Х  и реакции опор R_АZ  и R_ВZ (неизвестные);

XOY – плоскость, в которой действует усилия F_t и F_М и реакции опор R_АY  и R_ВY

(неизвестные). 

Расчётная схема выходного вала для определения опорных реакций в двух силовых плоскостях  XOZ и XOY

1. XOZ

- условие равновесия;

;

;

Проверка: . 

2. XOY

- условие равновесия;

;

;

Проверка: .

      7.5. Построение эпюр  изгибающих моментов  на входном валу  для каждой силовой  плоскости методом  сечений

1. XOZ

 
 
 
 
 
 
 
 

2. XOY 

      Расчётная схема входного вала для определения изгибающих моментов в двух силовых плоскостях  XOZ и XOY 

7.6. Определение суммарного  изгибающего момента  на входном валу

     Суммарный изгибающий момент определяется методом геометрического  суммирования:

      

Эпюра суммарного изгибающего момента 

М_I, М_II – моменты в опасных сечениях выходного вала;

M_ИЗГ = max(М_I, М_II );

М_ИЗГmax = M_I = 272Нм.

     Наибольший  изгибающий момент М_ИЗГmax = 529 Нм находится в сечении вала под шестерней. 

     Определение осевого момента  сопротивления в опасном сечении вала