Определение ширины зубчатого венца колеса и шестерни

где  - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния выбирается из таблицы 8.4 [2];

 - межосевое расстояние.

b_w=54,6мм. – для колеса 30 на шпинделе по ряду Ra40;

b_w=34,375мм. – для шестерни 48 на 6 валу по ряду Ra40;

b_w=41,25мм. – для колеса 55 на 6 валу по ряду Ra40;

b_w=21,975мм. – для шестерни 55 на 5 валу по ряду Ra40;

Определение модуля зубчатой передачи

Модуль зубчатой передачи берем из задания.

m=2,25мм между валами 2 и 3;

m=2,25мм между валами 3 и 4;

m= 2,5мм между валами 4 и 5;

m=2,5мм между валами 5 и 6;

m=4мм между валами 6 и 7;

Проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям

где - крутящий момент на шестерне;

.

- коэффициент расчётной нагрузки;

где -коэффициент концентрации при расчетах по контактным напряжениям (  - для шестерни на V валу,  - для шестерни на IV валу);

 – коэффициент динамической нагрузки при расчётах по контактным напряжениям, зависит от окружной скорости:

;

где  - делительный диаметр колеса в метрах:

 - число оборотов на соответствующем валу;

мм. – для колеса на шпинделе;

 мм. – для колеса на 6 валу;

 м/мин – для колеса на шпинделе,

1,005 м/мин – для колеса на 6 валу.

По таблице 8.3 [2] выбираем:

 для шпинделя,

 для шестерни на V валу.

По полученным данным определяем коэффициент расчётной нагрузки:

 - для шпинделя,

 - для шестерни на V валу.

Вычисляем контактные напряжения:

1480 МПа ≤ [ ] =1750 МПа

для шестерни на V валу;

504 МПа ≤ [ ] =  МПа -

- для шестерни на IV валу;

Так как  не превышает [ ], то можно считать, что условие по контактным напряжениям выполняется.

Проверочный расчёт на усталость по напряжению изгиба

где  - коэффициент формы зуба;

 - окружная сила;

 - коэффициент расчётной нагрузки при расчётах по напряжениям изгиба:

- для колеса на шпинделе и шестерне на V валу;

 – для колеса на V валу и шестерне на IV валу;

 – коэффициент динамической нагрузки;

 – для колеса на шпинделе и шестерне на V валу;

- для колеса на V валу и шестерне на IV валу;

- для колеса на шпинделе и шестерне на V валу;

 – для колеса на V валу и шестерне на IV валу;

Расчет выполняем по тому колесу или шестерне, у которой меньше отношение  .

По графику рис. 8.20 [2] находим:

для шестерни на V валу –

для колеса на V валу –

для колеса на VI валу –

для шестерни на IV валу –

шестерня 48 ;

колесо 55

Определяем окружную силу по формуле:

,

где - крутящий момент

d-делительный диаметр.

.

Определяем напряжение на изгиб:

для шестерни на V валу.

Так как  не превышает [ ], то можно считать, что условие по контактным напряжениям выполняется.

РАСЧЕТ НАИБОЛЕЕ НАГРУЖЕННОГО ВАЛА

Выбор материала валов

В качестве материала валов коробки скоростей выбираем Сталь 40Х с термообработкой – закалка с последующим мягким азотирование. Вместе с валом вычерчиваем свертку валов коробки скоростей (рисунок 4).

Рисунок 4. Свёртка

 

 

Рисунок 5 – Упрощённая схема наиболее нагруженного вала

Определим усилие, действующее на VI вал по формуле 3.30 [1]:

где М_кр – крутящий момент на шпинделе (М_кр = 3641,24Н∙м);

- диаметр начальной окружности зубчатого колеса, установленного на проверяемом валу, м.

Н,

Н.

=26917,8 Н;

 Н;

 

 

Рисунок 6 – Схема.

Разбиваем нагрузку  и  по осям, проходящим параллельно нагрузкам  и .

По оси параллельно силе : H.                      

H.

По оси параллельно силе : H

Вычерчиваем упрощённую схему без зубчатых колёс, указываем направления реакций по осям параллельно силе и  и реакции в опорах  и  (рисунок 6). Определяем реакции в опорах.