4.4 Геометрический расчёт цилиндрической передачи
Основные геометрические параметры шестерни и колеса определяем с точностью до сотых долей миллиметра.
Делительные диаметры колес, мм:
(29)
Проведём проверку расчёта и убедимся, что
(30)
равно принятому
значению. В формуле (30)
– делительный диаметр шестерни, мм, а
– делительный диаметр колеса, мм.
– верно.
Диаметр вершин зубьев, мм:
(31)
Диаметр впадин, мм:
(32)
4.5 Определение рабочих контактных напряжений и напряжений изгиба
Рабочее контактное
напряжение
,
МПа:
(33)
Допускается
не более 10-15 % (недогрузка передачи) и
не более 3-5 % (перегрузка).
МПа
МПа.
Силы, действующие в зацеплении:
- окружная сила , определяется по формуле (19);
- радиальное усилие
,
Н:
(34)
Где
-
угол зацепления по ГОСТ 13755;
-
осевая сила Fа,
Н:
(35)
Рабочие напряжения
изгиба
,
МПа:
, (36)
где
– коэффициент нагрузки.
, (37)
где
– коэффициент, учитывающий распределение
нагрузки между зубьями; для прямозубых
колёс
;
– коэффициент, учитывающий концентрацию
напряжений по длине зуба, для
прирабатывающихся зубьев колёс
;
– коэффициент динамичности, берём из
[1, табл. 3,8, с. 43],
;
– коэффициенты формы зуба, принимаемый
[1, с. 42] в зависимости от эквивалентного
числа зубьев
,
найдем методом интерполяции:
;
;
– коэффициент
наклона зуба, определяется оп формуле:
(38)
Напряжения изгиба определяем отдельно для шестерни и колеса. Рабочее напряжение изгиба не должно превышать допускаемых больше, чем на 5%.
4.6 Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора
Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию – совместное действие кручения, изгиба и растяжения. Поскольку напряжения растяжения в валах невелики в сравнении с напряжениями кручения и изгиба, то их обычно не учитывают.
Расчет этапов производится в три этапа:
– 1-й – проектный (ориентировочный) расчет валов на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям;
– 2-й – проверочный (приближенный) расчет валов на прочность по напряжениям изгиба и кручения.
4.6.1 Ориентировочный расчет валов
Проектирование вала начинаем с ориентировочного определения диаметра выходного его конца из расчёта на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учёта влияния изгиба:
, (39)
где
– диаметр вала, мм;
вращающий момент, Н-м;
– пониженное допускаемое напряжение,
МПа. Для валов из стали 40 принимаем:
– для быстроходного и тихоходного
валов. Полученное значение
округлим до ближайшего значения.
Диаметр вала под хвостовик:
2. Диаметр вала под подшипник принимаем кратное 5мм:
3. Диаметр вала под ступичную часть:
