4 Проверочный расчёт на прочность по контактным напряжениям
Условие прочности зубчатой передачи по контактным напряжениям:
,
где
– коэффициент, учитывающий повышение
прочности косозубых колес по контактным
напряжениям;
– стандартный
угол зацепления,
=20;
– коэффициент
расчётной нагрузки.
Коэффициент
зависит от окружной скорости и назначенной
степени точности (квалитета) изготовления
передачи. Окружная скорость определяется
по формуле
.
Степень точности назначается при помощи
таблицы.
Коэффициент
расчетной нагрузки
определяется по формуле
,
где
- определенный ранее коэффициент
концентрации напряжений, а
- коэффициент, учитывающий динамический
характер приложения нагрузки. Определяется
коэффициент динамической нагрузки
по графику в зависимости от окружной
скорости и назначенного 
квалитета
точности изготовления передачи.
Окружная скорость
м/с.
Назначаем 8 степень точности изготовления передачи.
При помощи
графика определяем коэффициент
динамической нагрузки. Для 9 степени
точности и
м/с
.
Коэффициент
расчетной нагрузки
.
Определяем
напряжение, возникающее в линии контакта
зубьев, и сравниваем его с допускаемым
напряжением:
Па
МПа <
МПа – условие прочности по контактным
напряжениям выполняется.
Погрешность находится в пределах нормы.
5 Расчет валов и корпуса редуктора. Выбор подшипников
При проектном расчете валов определяется минимально допускаемый диаметр ведущего и ведомого валов редуктора из расчёта на кручение по пониженным допускаемым напряжениям:
,
где
– допустимое касательное напряжение,
равное 15 МПа;
- крутящий момент
на i-ом
валу, Н∙м.
Рассчитаем диаметр выходного конца ведущего вала:
мм.
В соответствии
с СТ СЭВ 514-77 принимаем
мм.
Так как минимальная разница диаметров вала одной ступени должна быть не менее 3 мм, то назначаем следующие диаметры: 32 мм – для установки уплотнительной манжеты и посадки внутренних колец подшипников; 36 мм-для установки упорной шайбы; 48 мм– для посадки зубчатого колеса.
Для
ведомого вала:
мм.
По
ряду нормальных линейных размеров
принимаем
мм,
диаметр для установки уплотнительной
манжеты и посадки внутренних колец
подшипников –50
мм; для установки упорной шайбы- 55 мм;
для посадки зубчатого колеса -55 мм.
Подбираем подшипники:
для ведущего вала назначаем подшипник №36208со следующими основными геометрическими размерами:
d = 40 мм, D = 80 мм, b = 18 мм.
для ведомого вала назначаем подшипник №36209 у которого:
d = 45 мм, D = 85 мм, b = 19 мм.
6 Выбор посадок и расчёт допусков гладких цилиндрических соединений
Т.к. для ведомого
колеса редуктора не выполняется условие
,
где d2
– делительный диаметр колеса,
–
диаметр вала в месте соединения его с
колесом, то для соединения вала с колесом
назначаем посадку
.
Выполним анализ соединения зубчатого колеса и вала .
Данная посадка выполнена в системе отверстия. Определим допуски для квалитетов отверстия и вала:
мкм;
мкм.
Определим значения основных отклонений:
;
мкм.
Определим оставшиеся отклонения:
мкм;
мкм.
Построим схему расположения полей допусков посадки:
Определяем
предельные размеры отверстия и вала:
мм;
мм;
мм;
мм.
Определяем предельные и средний зазоры:
мкм;
мкм;
мкм.
Определяем допуск посадки с натягом:
мм.