3.1. Проверка прочности зубьев по напряжением изгиба.

1. Допустимое напряжение изгиба:

∙ ∙ , где

- базовая граница выдержки зубьев по излому от напряжения изгиба, =0,18 НВ;

= 1,7…2,2 – коэффициент опасности;

= 1 – при не реверсирующей нагрузке;

= 0,8…0,7 – для реверсирующего;

1≤ ≤ 1,6 –коэффициент долговечности; при длительной работе = 1.

Вычисляем:

для шестерни - ∙ 1∙1 = 192 (МПа);

для колеса - ∙ 1∙ 1 = 131(МПа);

2. Эквивалентное число зубьев для косозубых колёс:

для шестерни

для колеса

3. Коэффициент формы зубца имеет следующие значения:

для шестерни = 4,24

для колеса =3,61

4.Напрежение изгиба в основе зубца:

∙ ∙ ∙ ∙ ∙

- коэффициент, который учитывает неравномерность нагрузки на зуб по ширине колеса;

- динамичный коэффициент, ∙ = 1,3…1,5;

- коэффициент, который учитывает наклон зубьев, ∙ = 0,7- для косозубых передач;

Вычисляем:

для зубца шестерни

∙ 0,7 ∙ ∙ 1,3 = 33,8<192 (МПа)

для зубца колеса

∙ 0,7 ∙ ∙ 1,3 = 37,6<131 (МПа).

4. Основные параметры шестерни, колеса и зацепления.

1. Межосевое расстояние (мм).

2. Суммарное число зубьев

3. Угол наклона зубца

4. Нормальный модуль (мм).

5. Число зубьев шестерни .

6. Число зубьев колеса .

7. Действительное передаточное отношение

8. Диаметры делительных кругов шестерни и колеса:

(мм).

(мм).

9. Проверка межосевого расстояния:

(мм).

10. Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:

∙ 1,6 = 30,7 (мм).

∙ 1,6 = 135,7 (мм).

11. Диаметры впадины зубьев шестерни и колеса:

- 2,5 = 27,5 - 2,5 ∙ 1,6 = 23,5 (мм).

Рис. 2. Геометрические размеры зубчатого колеса.

- 2,5 = 135,7 – 2,5 ∙ 1,6 = 131,7 (мм).

Окружная скорость зубчатых колес:

(м/с).

8-степень точности.

5. Выбор муфт.

Входной вал редуктора приводится к движению упруго-пальцевой муфты (МУВП). Подбор муфты осуществляется по величине крутящего момента Н∙м.

Принимаем муфту по ГОСТ 2124-75 МУВП Т = 16 Н∙м, d = 14 мм.

6. Расчет валов редуктора.

Вал можно представить как балку, нагруженную силами, которые появляются в зацеплении колес.

Сила сгибает вал в вертикальной плоскости, силы и в горизонтальной.

Рис. 3. Нагрузка на валы редуктора.

1. Силы в зацеплении:

Окружная сила

(Н).

радиальная сила

∙ ∙ = 224,6 (Н).

осевая сила

∙ 610,9 ∙ 0,142 = 86,7 (Н).

Эти силы действуют на валы редуктора. Действием предыдущей муфты пренебрегаем.

2. Расстояние между опорами (посредине подшипников) принимаем не больше как - 50 = 212-50 = 162

- ширина редуктора.

3. Расчет ведущего вала редуктора

Вертикальная плоскость.

Рис.4. Расчетная схема ведущего вала редуктора (вертикальная плоскость).

Опорные реакции от окружной силы определяем с уравнений моментов относительно каждой опоры:

Σ - ∙ ∙ l = 0.

Σ ∙ - ∙ l = 0.

= (Н).

Сгибающий момент в сечении 1-1 от окружной силы

∙ = 455,5∙ = 36895,5 (Н∙мм).

Горизонтальная плоскость

Опорные реакции от радиальной силы определяем с уравнений моментов относительно каждой опоры:

Σ - ∙ + ∙ l = 0.

Σ ∙ - ∙ l = 0.

= = (Н).

Сгибающий момент в сечении 1-1 от рациональной силы

∙ = 112,3 ∙ (Н∙мм).

Рис.4. Расчетная схема ведущего редуктора (горизонтальная плоскость)

Определяем опорные реакции от осевой силы, для чего составляем уравнение моментов относительно каждой опоры:

Σ - ∙ ∙ l = 0.

Σ - ∙ ∙ l = 0.

(Н).

Сгибающий момент в сечении 1-1 от осевой силы

∙ = 7,4 ∙ 162/2 = 599,4 (Н∙мм).

Суммарный сгибающийся момент в сечении 1-1 вала

38141,3 (Н∙мм).

Приведенный момент в сечении 1-1 вала

, где

- коэффициент, который зависит от режима работы вала; для крутящего момента, который пульсирует = 0,745.

(Н∙мм)

Для изготовления валов используют сталь: Ст5, Ст6, сталь 40, 45, 40ХН и др. Выбираем сталь 40.Допускаемое напряжение для нее [ ] = 70 (МПа).

Диаметр вала в сечении 1-1 рассчитываем на общее действие изгиба с вращением по приведенному моменту:

[ ] = , где

[ ] – допустимое напряжение при изгибе;

W – момент сопротивления поперечного сечения; для круглого сечения;

W = 0,1 ( ), тогда

[ ] =

∙ 1,1∙ 19,5(мм).

1,1- коэффициент, который учитывает ослабление вала шпоночной канавкой.

Диаметр вала на мести посадки полумуфты рассчитаем на кручение:

где - полярный момент сопротивления поперечного сечения вала;

Для круглого сечения W = 0,2 ( ), тогда

;

∙ = 1,1∙ ( ).

Принимаем = 11 (мм) по ГОСТ 6636-69

Здесь = 30,0…40 МПа – допустимое напряжение принимается в зависимости от материала вала и характера нагрузки (крутящего момента), коэффициент 1,1 учитывает ослабление вала шпоночной канавкой.