Прочностной и геометрический расчет цилиндрической зубчатой передачи, определение усилий действу (стр. 3 из 6)

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

Таблица основных параметров передачи
Шестерня	Колесо
Частота вращения валов, n	1460мин-1	520мин-1
Вращающий момент на валах, T	242.1,Нм	642.1Нм
Марка стали + ТО	45Х(ПЗ)	45(У)
Допускаемое контактное напряжение [σH]	640 МПа
Допускаемое напряжение изгиба [σF]	305МПа	265 МПа
Межосевое расстояние aw	125 мм
Нормальный модуль mn	3
Число зубьев z	19	53
Фактическое передаточное число uф	2,833
Геометрические параметры
Делительный угол β	30*40'15''
Делительные диаметры (мм) d	66	184
Коэффициент смещения X	0,3	-0,3
Диаметры вершин (мм) da	68.6	187.6
Диаметры впадин (мм) df	64.1	182.4
Высота зуба h	2.25 мм
Ширина передачи bw	68 мм
Окружная скорость передачи v	5 м/с
Усилия в зацеплении
Окружная Ft	7336 Н
Радиальная FR	3097 Н
Осевая Fx	3669 Н

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 (ГОСТ8338-75).

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_Rи F_Хи реакции опор R_АZи R_ВZ(неизвестные);

XOY – плоскость, в которой действует усилия F_tи F_М и реакции опор R_АYи 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

где d_ос= 36 мм – диаметр вала в опасном сечении;

Определение полярного момента сопротивления в опасном сечении вала

7.7. Проверка входного вала на статическую и усталостную прочность

Расчетное напряжение изгиба в опасном сечении вала

где b^*- коэффициент пусковых и перегрузочных моментов;

принят b^* = Т_max/T_ном = 2,5 - для АД типа АИР250L4.(4А200М4У3)