Определение сил в конической зубчатой передаче

Окружная сила на среднем диаметре:

F_t1 = 2T₁ · 10³ / d_m1 = 6581,4 Н

    Для передачи с круговыми зубьями осевая сила на шестерне при совпадении направления ее вращения с направлением наклона зуба шестерни определяется:

F_а1 = F_t1 · (0,44 · sind₁ + 0,7 · cosd₁) = 5222 Н

При противоположном направлении ее вращения:

F_а1¢ = F_t1 · (0,44 · sin d₁ – 0,7 · cos d₁) = - 3643 Н

Радиальная сила на шестерне для первого случая:

F_r1 = F_t1 · (0,44 · cosd₁ – 0,7 · sind₁) = 1530 Н

Для второго случая:

F_r1¢ = F_t1 · (0,44 ·cosd₁ + 0,7 · sind₁) = 4042 Н

Осевая и радиальная силы на колесе соответственно равны:

F_а2 = F_r1 = 1530 Н    F_r2 = F_а1 = 5222 Н

F_а2¢ = F_r1¢ = 4042 Н  F_r2¢ = F_а1¢ = -3643 Н

 

2. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ

Выбор материалов и допускаемые напряжения

Диаметры заготовок для шестерни и колеса косозубой передачи

 143,15 мм

d_з4 = d_з3 · U₂ = 143,15 · 4,5 = 644,2 мм

Размеры характерных сечений заготовок:

S_c3 = 0,5 · d_з3 = 0,5 · 143,15 = 71,58 мм

    Для колес тихоходной передачи выбираем такие же материалы, как и для колес быстроходной передачи (см. п. 2.1).

    В этом случае при расчете допускаемых контактных напряжений по формуле (1):

Для шестерни:

 1059 МПа

S_H3 = S_H1 = 1,2;

N_НО3 = N_НО1 = 8,69 · 10⁷

Для колеса:

641 МПа

S_H4 = S_H2 = 1,1

N_НО4 = N_НО2 = 2,35 · 10⁷

Определяем эквивалентное число циклов напряжений

N_НЕj = N_åj · K_НЕ,

где K_НЕ = 0,18 (см. п. 2.1).

N_åj = 60 · t_å · n _j;

N_å3 = 60 · t_å · n ₁₁ = 60 · 10 000 · 207 = 124,2 · 10⁶

N_å4 = 60 · t_å · n ₁₁₁ = 60 · 10 000 · 46 = 27,6 · 10⁶

N_НЕ3 = N_å3 · K_НЕ = 124,2 · 10⁶ · 0,18 = 25,356 · 10⁶

N_НЕ4 = N_å4 · K_НЕ = 29,3 · 10⁶ · 0,18 = 5,274 · 10⁶

Находим коэффициент долговечности:

 

 

Определяем допускаемые контактные напряжения:

 1059 / 1,2 · 1,2 = 1085 МПа

 641 / 1,1 · 1,28 = 745,89 МПа

При расчете косозубых и шевронных передач s _HP  выбирается как наименьшее из двух, получаемых по формулам.

s_HP = 0,45 · (s_HP3 + s_HP4 ) = 823,9 МПа

s_HP  = 1,23 · s_{HPj min} = 1,23 · s_HP4 = 917,44 МПа

Выбираем наименьшее из полученных значений s_HP = 823,9 МПа

При расчете допускаемых напряжений изгиба по формуле (2):

для шестерни:

 600 МПа

S_F3 = S_F1 = 1,9

K_FC3 = K_FC1 = 0,75

K_FE3 = K_FE1 = 0,04

для колеса:

485 МПа

S_F4 = S_F2 = 1,65

K_FC4 = K_FC2 = 0,65

K_FE4 = K_FE2 = 0,06

Для определения коэффициента долговечности находим эквивалентное число циклов напряжений N _FЕj:

N_FЕ3 = N_å3 · K_FЕ3 = 139,2 · 10⁶ · 0,04 = 5,56 · 10⁶

N_FЕ4 = N_å4 · K_FЕ4 = 29,3 · 10⁶ · 0,06 = 1,758 · 10⁶

При N _FЕj ³ N _FО = 4 · 10⁶ принимаем К_FL3 = 1, а

 

Определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле (2)

 600 / 1,9 · 1 · 0,75 = 237 МПа

 485 / 1,65 · 1,095 · 0,65 = 209 МПа