Расчёт межосевых расстояний валов.

а= Ка(U + 1)

Ка = 49.5, Кhb= 1 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки, его значение равное 1 соответствует прямозубым колёсам.

[σн] = 500 МПа – допускаемое контактное напряжение.

Tкб = Твх = 75 = 300 Нм

Ткт = Твых = 600 Нм

Ψba = 0.2 – для быстроходной ступени.(коэффициент ширины венца)

Ψba = 0.25 –для тихоходной ступени.

= 166 мм. (200мм по ГОСТу)

= 199мм. (250 мм по ГОСТу)

Расчёт параметров зубчатого зацепления.

Расчёт модулей быстроходной и тихоходной ступени.

m= 0.015a.Межосевое расстояние берём сертифицированным по ГОСТу.

= 0.015 =

Значения модулей необходимо округлить по ГОСТу СТ СЭВ 310-76.

Для быстроходной ступени значение модуля принимаем 3

Для тихоходной ступени значение модуля принимаем 4

Определение числа зубьев колёс.

- суммарное число зубьев пары, считается для соответствующих значений межосевых расстояний и модулей ступеней.

Далее определяем число зубьев каждого колеса.

– число зубьев быстроходной шестерни.

– число зубьев тихоходной шестерни.

- число зубьев быстроходного колеса. Исходя из суммарного числа зубьев пары, принимаем значение

– число зубьев тихоходного колеса. Исходя из суммарного числа зубьев пары, принимаем значение

Вычисление диаметров делительных окружностей зубчатых колёс.

Расчёт ширины зубчатого венца колёс.

 

Проверка прочности зубьев колёс.

Расчёт зубьев на выносливость при изгибе.

Расчёт минимального допустимого значения модуля.

Т_шб=Т_вх=75Нм

Т_шт=Т_вых/U_т=300

Для принимаем значение

Для принимаем значение

Проверка зубьев на контактную выносливость.

7. Расчёт диаметров валов предварительный.

(30 мм по ГОСТу)

(45 мм по ГОСТу)

(60 мм по ГОСТу)

В целях повышения запаса прочности и увеличения надёжности принимаем значения диаметров валов 30 мм для входного, 45 мм для промежуточного и 60 мм для выходного.

Расчёт конструктивных размеров колёс.

Диаметры делительных окружностей и ширину зубчатого венца каждого зубчатого колеса см. в п.5.3, п.5.4.

Диаметры по вершинам зубьев :

0

Диаметры по впадинам зубьев :

Диаметры ступиц колёс :

Длина ступиц колё с :

(Принимаем значение 40 мм, исходя из ширины зубчатого венца и длины участка вала под посаду колеса).

(Принимаем значение 63 мм, исходя из ширины зубчатого венца).

Внутренние диаметры колец под зубчатым венцом :

Диаметры посадочных отверстий считаются по диаметрам валов.

Толщина диска колёс :

Диаметры расположения центров отверстий для быстроходного и тихоходного колеса:

 

Диаметры отверстий в быстроходном и тихоходном колёсах:

Проверочные расчеты

9.1 Проверочный расчет быстроходного вала

 

F_t Окружная сила F_t =2T/d

F_{r :} Радиальная сила

Где угол зацепления

угол наклона зубьев для прямозубъев

получим

Определение реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Рассмотрим реакции от силы F_r,действующей в вертикальной плоскости

При этом имеет уравнение равновесии

Реакция от силы и F_m, действующие по горизонтальной плоскости

Отсюда получим

Определение запасы сопротивления усталости в опасных сечений по формуле

Где

запас сопротивления усталости только по изгибу

 

запас сопротивления усталости только по кручению

Где

и амплитуды переменных составляющих циклов напряжения

и постоянные составляющие при расчетов валов

и

и Корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжения на сопротивления усталости

для среднеуглеродистых сталей

: предел выносливости

: Масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности

: Эффективные коэффициенты концентрации напряжения при изгибе и кручение

Выбираем материал вала – Сталь 45, то

 

Просчитываем 2 предполагаемых опасных сечения (сечения и сечения )

Для сечения

Напряжения изгиба

Напряжения кручения

 

для среднеуглеродистых сталей

получим

Для сечения

Напряжения изгиба

Напряжения кручения

получим

Делать вывод:Больше напряжено сечения

Проверяем статическую прочность при перегрузках

статическая прочность обеспечена

 

9.2 Проверочный расчет прочности призматических шпонок

условия прочности призматических шпонок

у стандартных шпонок размеры b u h подобраны так, что нагрузки соединения ограничивают не напряжения среза, а напряжение смятия. Поэтому при расчетах обычно использует только формула

Где напряжение смятия

допустимые напряжения смятия

h: высота шпонок

:рабочая длина шпонок

Для шпоночного соединения: Муфты и входной вал

 

,

получим

вывод: прочность призматической шпонки на соединение муфты – входной вал обеспечена.

Для шпоночного соединения: вал- шестерни быстроходного

,

получим

вывод: прочность призматической шпонки на соединение входной – шестерни быстроходного вала обеспечена.

Для шпоночного соединения: промежуточный вал- колесо быстроходного

,

получим

Прочность обеспечена

Для шпоночного соединения: промежуточный вал- шестерни тихоходного

,

получим

Прочность обеспечена

Для шпоночного соединения: выходной вал- колесо тихоходного

,

получим

Прочность обеспечена

 

Для шпоночного соединения: выходной вал- муфты

,

получим

Прочность обеспечена

 

 

9.3 Определение долговечности подшипников

 

выбираем тип подшипников: Качение

использовать Шарикоподшипники радиальные однорядные по ГОСТ 8338-75

Подшипник 207 ГОСТ8338-75 для быстроходного вала

Он имеет параметры

из формулы

Где эквивалентная нагрузка на подшипнике

номинальная долговечность

показатель степени зависит от тел вращения (для шарика )

определяется

где радиальная нагрузка на подшипнике (наибольшая из реакции опор при расчете вала)

осевая нагрузка на подшипнике (она равна осевой силы зацепление, для нашей задач )

, Если то

при

коэффициент режима нагрузки (для нашей задачи умеренными толчеными и ударными)

коэффициент температуры (для нашей задачи то )

Для подшипники на быстроходном вале

находим