Курсовая работа: Расчет и обоснование привода

K_Hβ =1.07 см. [Балдин, Галевко; стр. 66; рис 3.7]

K_HV = 1,04 приHB<350, V=3.83 м/с, и 8 ой степени точности

K_Hα =1.07

Коэффициент сопряжения формы поверхности зуба

Для α_w =20⁰

Z_H =1.76*cosβ=1,76*0,867=1,52

Z_м =275 МПа, для стальных колёс

Вывод: σ_H =431,3 МПа ≤ [σ_H ]=448,6 МПа, работоспособность зубчатой передачи по контактной выносливости обеспечена.

3. Расчёт валов на кручение. Предварительный выбор подшипников

3.1 Условия прочности на кручение

τ_кр =T_кр /W_p <[τ_кр ]=0.25*360=90 МПа для стали 45 (IIIвал)

валы I и II сталь 40Х σ_т =640 МПа не учитывая действие изгибающих моментов, принимаем для валов [τ_кр ]=(20…25) МПа,

d_{в I} ≥(Т₁ *10³ /(0,2*[τ_кр ]))^0.33 =(24,99*10³ /(0,2*20))^0,33 =17,89 мм

принимаем с учётом диаметра вала двигателя d=28 мм, и с дообработкой МУВП-25

диаметр входного участка ведущего вала под полумуфту d_в1 =25 мм, тогда участок вала под крышку подшипника для упора полумуфты 25+6=32 мм. Под подшипник I вала принимаем диаметр d_в1п =35 мм.

d_{в II} ≥(Т₂ *10³ /(0,2*[τ_кр ])^0.33 =(85,61*10³ /(0,2*20))^0,33 =26,86 мм

Принимаем диаметр промежуточного вала под подшипником d_в2 =35 мм

d_{в III} ≥(Т₃ *10³ /(0,2*[τ_кр ])^0.33 =(417,28*10³ /(0,2*20))^0,33 =45.3 мм

Принимаем диаметр тихоходного вала под подшипником d_в3 =50 мм

Усилия в зацеплении на быстроходной ступени

Окружное усилие Pt₁₂ =2*T_II *10³ /d_{m 2} =2*85.61*1000/154.56=1107 H

Радиальное усилие Pr₁ =Pt₁₂ /cosβ₁ *(tgα*cosδ₁ -sinβ₁ *sinδ₁ )=273 H

Осевое усилие Pa₁ =Pt₁₂ / cosβ₁ *(tgα*cosδ₁ +sinβ₁ *sinδ₁ )=622 H

Усилия в зацеплении на тихоходной ступени

Угол наклона линии зацепления α=20⁰

Угол наклона зуба β_3,4 =10⁰8`30``, Z3-левый зуб