Определение силовых параметров зацепления.

Определение силовых параметров передачи. В косозубой цилиндрической передаче действуют три силы: окружная , радиальная и осевая .

(2.44)

где - угол зацепления, - угол наклона зубьев.

 

Рисунок 2.2-Схема сил в зацеплении цилиндрической косозубой передачи.

 

 

Проверочный

к) уточнение межосевого расстояния (2.35)

,

л) Определяем окружную скорость V в зацеплении и задаемся степенью точности передачи (табл. 14 [1])

(2.36)

Степень точности=8

 

м) Вычисляем контактные напряжения в передаче

, (2.37)

где (Н) – окружная сила;

, (2.38)

K=376 – для косозубых передач;

K =1,09 коэффициент распределения нагрузки между зубьями, определяется по таблице 15[1] в зависимости от V м/с и степени прочности для косозубых колес;

K =1,04 - определяется по таблице 10[1] в зависимости от

; (2.39)

K =1,02 коэффициент динамической нагрузки, определятся по таблице 16[1].

 

 

,

При проверке по контактным напряжениям допускается перегрузка до +5%, недогрузка до -10%, величины которых определяются по формуле:

. (2.40)

Условия прочности соблюдаются, недогрузка составляет 5,43%, что меньше допускаемых 10%.

4) Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса

, (2.41)

,

где =3,92 и =3,61 - коэффициент формы зуба шестерни и коэффициент формы зуба колеса, находящиеся по таблице 17[1] в зависимости от

(2.42)

где - коэффициент угла наклона зубьев; (2.43)

;

K =0,91 - коэффициент распределения нагрузки, определяемый по таблице 18[1];

 

 

K =1,04 - коэффициент неравномерности нагрузки принимаем по таблице 10[1];

К =1,20 - коэффициент динамичности, принимается по таблице 16[1].

,

.

 

При проверочном расчете значительно меньше , т.к. нагрузочная способность большинства передач ограничивается контактной прочностью.

 

Проектный расчет валов

2.2.8.1 Ориентированный предварительный расчет валов.

Расчет ведем по деформации кручения. Выбираем допускаемое касательное зацепление , выбираем заниженное [ ]=(25-30) , так как учитываем только кручение без остальных деформаций. Определяем диаметр на выходном конце вала.

(2.45)

T_i- вращательный момент на данном валу

- допускаемое касательное напряжение. Принимаем для первого вала 25

, (2.45)

Определяем диаметр d_b1 c ослаблением шпоночным пазом.

 

 

Выбираем диаметр вала по ГОСТ 663669 до ближайшего значения округляя в большую сторону.

=30, =40, =32;

Определяем диаметр вала под подшипник. Диаметр шейки вала под подшипник назначают конструктивно увеличивая диаметр выходного конца до значения взятого по ГОСТУ.

-диаметр вала шестерни под подшипники:

. (2.47)

-диаметр вала шестерни под колесо:

(2.48)

Диаметр шейки вала под подшипник должен быть кратным 5.

Выбираем диаметр вала для образования буртика фиксирующего подшипник.

=38

(2.51)

(2.52)

 

Таблица 4 - Диаметры ступеней валов, мм

Название вала	Выходной конец	Под подшипники	Под колесо
Ведущий
Ведомый

Выбор подшипников

Выбор подшипников выполняется с учетом 3-х факторов.

Тип подшипника определяется по соотношению осевой силы к радиальной :

Если , то рекомендуются радиальные шариковые подшипники.

Если , то рекомендуются

радиально-упорные шариковые подшипники или роликовые конические.

В нашем случае: передача косозубая, принимаем радиально-упорные шариковые подшипники:

. (2.53)

Серия подшипников устанавливается ориентировочно по величине передаваемой мощности или по рекомендации литературных источников. Так по рекомендации [1] выбираем подшипники легкой серии.

Типоразмерподшипника определяется по справочной таблице [1] с учетом выбранного типа, серии и диаметра вала под подшипники.

Таким образом, выбираем подшипник: для шестерни – шариковый радиально-упорный легкой серии типоразмера 36205; для колеса – шариковый радиально-упорный легкой серии типоразмера 36207.

Рисунок. 2 Подшипники шариковые радиально, однорядные

Таблица 5 - Параметры подшипников качения

Вал	Тип		D, мм	В(Т), мм	r,мм
Ведущий					1,5
Ведомый					2.5

2.2.8.3 Эскизная компоновка редуктора

Предварительную эскизную компоновку начинаем с того, что на прямой откладываем отрезок, равный сумме делительных диаметров шестерни и колеса ( ), выделяем на нем и через середину отрезков и проводим оси, расстояние между которыми должно быть равным . Затем, отложив ширину шестерни и колеса , получаем изображения зубчатых колес в виде прямоугольников. Потом откладываем диаметры вершин и впадин каждого колеса. Приняв зазор между шестерней и внутренней стенкой корпуса 10 мм, очерчиваем эту стенку. Для выбора типа смазки подшипников подсчитываем произведение , где - внутренний диаметр подшипника, n – число оборотов в минуту. При ≥ следует применить жидкую смазку (чаще всего разбрызгиванием картерного масла), при ≤ рекомендуется применять консистентную (пластичную) смазку.

По размерам таблицы 21 [1] на осях валов вычеркиваем подшипники, отступив наружу от внутренней стенки при жидкой смазке на 1 – 2 мм.

Измеряя расстояние между центром радиальных подшипников, определяем расчетную длину валов