Перевірочний розрахунок на міцність

418,23˂460 – отже, задовольняє.

Розрахунок контактних напружень

Для розрахунку контактних напружень можемо скористатись формулами:

;

;

;

;

;

;

;

˂520, тобто перевірочний розрахунок показує що зубчасті колеса задовольняють умовам міцності. Модулі інших коліс з технологічних міркувань приймаємо такими m=0.3

Проектний розрахунок валика

Допустиме напруження для вуглецевої сталі 40 дорівнює 54 Н/мм²

Так як до валиків приборних передач дуже часто пред’являються підвищені вимоги по жорсткості , тому наближений проектний розрахунок рекомендується вести за формулою:

Зусилля в зачепленні зубчастих передач. Для циліндричної прямозубої передачі

Розрахунок найбільш навантаженого валу:

Обираємо діаметр напруженого валу 10 мм.

_{Визначення реакцій опор валика:}

H;

Визначення похибки

Люфтова похибка передачі

Для визначення люфтових похибок передач, використаємо таку формулу:

; ;

;

;

;

;

;

;

Пружний мертвий хід валу

;

;

;

;

;

;

;

Пружний мертвий хід інших валиків буде значно менше,тому ним можна знехтувати.

Визначаємо сумарну похибку мертвого ходу

;

;

Знаходимо власні кінематичні похибки всіх коліс

Власні похибки 1-го, 3-го, 5-го, 3’-го, 5’-го, 7’-го, зубчастого колеса

;

;

Власна похибка 2-го зубчастого колеса

Власні похибки 4-го, 6-го зубчастого колеса

Власна похибка 2ʹ-го зубчастого колеса

Власна похибка 4ʹ-го зубчастого колеса

Власна похибка 6ʹ-го зубчастого колеса

Власна похибка 8ʹ-го зубчастого колеса

Знаходимо сумарну кінематичну похибку передачі

;

Знаходимо загальну похибку

;

Визначимо еквівалентний момент в небезпечному перерізі:

_{Визначимо еквівалентне напруження в небезпечному перерізі:}

Звідси, можна зробити висновок, що міцність валику забезпечена.

.

;

Визначення передаточного відношення окремих зубчастих пар

Для виходу n­₂ (Рис.1.) за умови мінімізації габаритів:

(1.4)

де n – к-ть ступенів.

n=1;

Для виходу ­n₃ (Рис.1.) за номограмою (Додаток 1.):

n=3;

;

Згідно з ГОСТ 21-85:

і₁ʹ=2,8; і₂ʹ=5,5; і₃ʹ=15,75.

Перевірка:

= і_р= .

Отже передаточні відношення визначені правильно.

Рис.2. Кінематична схема

2. Розрахунок геометричних параметрів елементів та вузлів

   1. Розрахунок кількості зубців на кожному колесі:

Для виходу ­n₂ (Рис.1.):

При призначенні числа зубців керуємось такими міркуваннями: завищена кількість зубців z₁ веде до зростання габаритів передачі і збільшенню маси коліс; зниження кількості зубців веде до зменшення ККД, плавності і точності роботи.

Задаємо: z₁= z₃=25 (довільне число з проміжку [17..28], причому в точних передачах необхідно приближатись до верхньої границі). Користуючись формулою:

(1.5)

де - передаточне відношення між n-ю і (n+1)-ю ланкою,

z_n+1, z_n – кількість зубців на зубчастих колесах (n+1) і n;

звідси:

Для виходу ­n₃ (Рис.1.):

Задаємо: z­₁ʹ=z₃ʹ=z₅ʹ= z₇ʹ= 25 (довільне число з проміжку [17..28]);

звідси:

звідси:

За рахунок попередніх округлень ми можемо не ввійти в межу. Тому:

2. Розрахунок крутних моментів на кожному валу редуктора:

З умови:

.

Користуючись формулою для крутних моментів розрахуємо:

(1.6)

;

;

;

;

Найбільший крутний момент на VІ валу редуктора, отже цей вал найбільш навантажений.