3.2. Проверочный расчёт зубьев на выносливость при изгибе:

Расчётное напряжение изгиба зубьев G_F,МПа, определяют по формуле /1/:

G_F=Y_F∙Y_e∙Y_∙W_Ft/m_nG_FР, (3.6)

где Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба (принимаем в зависимости от эквивалентного числа зубьев для шестерни Y_F1=4,25 );

Y_e – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (принимаем, Y_e=1 );

Y_ – коэффициент, учитывающий наклон зуба (Y_=1);

W_Ft – удельная расчётная окружная сила, Н/мм;

m_n – модуль зубчатой передачи, мм;

G_FР – допускаемое напряжение на выносливость зубьев при изгибе, которое определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле /1/:

G_FР=Y_S∙Y_R∙K_XF∙G_Flim/S_F, (3.7)

G_FР=257,8 МПа

Удельную расчётную окружную силу определяем по формуле /1/:

W_Ft=2000·K_F∙K_F·K_FV∙T_3F/b∙d_w1, (3.8)

где K_F – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (принимаем, что в зацеплении участвует одна пара зубьев, тогда K_F=1 );

K_F – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (принимаем K_F=1,1 );

K_FV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (принимаем K_FV=1,25 )

T_4F – крутящий момент на валу зубчатого колеса, Н·м;

b – рабочая ширина венца шестерни и зубчатого колеса, мм;

d_w1 – диаметр делительной окружности шестерни, мм,

Подставляя численные значения в формулу 3.8, получаем:

W_Ft=2000·1∙1,1·1,25∙226,44/85∙85=86,2.

Расчётное напряжение изгиба зубьев равно:

G_F=4,25∙1∙1∙86,2/5=86,2 МПа.

Условие G_FG_FР – выполняется .

4.Предварительные расчёты и эскизная разработка основных элементов редуктора.

4.1.Предварительный расчёт валов

Валы предназначены для установки на них вращающихся деталей (зубчатых колес, шкивов, звездочек и т.п.) и передачи крутящего момента.

Конструкция валов в основном определяется деталями, которые на них размещаются, расположением и конструкцией подшипниковых узлов, видом уплотнений и технологическими требованиями.

Валы воспринимают напряжения, которые меняются циклично от совместного действия кручения и изгиба. На первоначальном этапе проектирования вала известен только крутящий момент, а изгибающий момент не может быть определен, т.к. неизвестно расстояние между, опорами и действующими силами. Поэтому при проектировочном расчете вала определяется его диаметр по напряжению кручения, а влияние изгиба учитывается понижением допускаемого напряжения кручения.

Диаметр вала определяем по формуле:

(4.1.)

где Т – крутящий момент на рассматриваемом валу, Нмм,

[_кр]– пониженные допускаемые напряжения кручения, Н/мм².

Для валов из стали 40Х принимаются:

• выходных концов валов [_кр]=(15-40)МПа

• промежуточных валов в местах посадки колёс и вала червяка [_кр]=(10-20)МПа

При этом пои выборе материала валов необходимо учитывать ма­териал зубчатых колес. Для зубчатых колес с более высокой твердостью

необходимо принимать материал с более высокой прочностью. Меньшие значения [_кр] рекомендуется выбирать для быстроходных валов, большие [_кр] - для тихоходных.

П олученное значение диаметра должно быть округлено по ГОСТ 8639-69 до ближайшего из ряда диаметров: 10: 10,5: 11: 11,5: 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 100; 105; 110; 120 и т. д.

Диаметры остальных участков вала назначают по конструктив­ным соображениям с учетом удобства посадки на вал подшипников ка­чения, зубчатых колес и т.д. и необходимости фиксации этих дета­лей на валу в осевом направлении.

Обычно применяется ступенчатая конструкции валов, которая обеспечивает удобство сборки и разборки, а также простоту фикса­ции детали от осевого перемещения.

1. Рассчитаем первый вал-шестерню:

d=(12550/(0.2·25))⅓=13,6 мм

округляем до d=14мм;

d₁=d=14мм, - по расчёту;

d₂=d₁+6=20 мм, - под уплотнение с учётом стандартов на них;

d₃=d₂+5=25 мм, - под внутреннее кольцо подшипника с учётом стандартного значения;

d₄=d₃+5=30 мм, - под зубчатое колесо;

d₅=d₄+6=36 мм, - диаметр буртика для удержания колеса.

Выбираем подшипники шариковые радиально-упорные (ГОСТ 831-75) лёгкой серии, тип 16000,36205:

d= 25 мм

D= 52 мм

B= 15 мм

С= 16,7кН

С₀= 9,1кН

2. Рассчитаем второй вал:

d=(48220/(0.2·25))⅓=19 мм

округляем до d=19 мм

d₁=d=19 мм;

d₂=d₁+5=24 мм;

d₃=d₂+6=30 мм;

d₄=d₃+6=36 мм;

d_{5 =} d₄ +6=42 мм.

Выбираем подшипники шариковые радиально-упорные (ГОСТ 831-75) лёгкой серии, тип 16000, 36206:

d= 30 мм

D= 62 мм

B= 15 мм

С= 22 кН

С₀= 12 кН