Б) Допускаемое напряжения изгиба.

1) Определение базового предела изгибающей выносливости.

2) Определение коэффициента безопасности при изгибе S_F=1,7-2,2

(S_F=2 к расчету).

3) Определение коэффициента, учитывающего влияние приложения к зубу двухсторонней нагрузки (учитывающий реверсивное вращение вала).

Если k_F-реверсивный, то k_F=0,7

k_F-нереверсивный, то k_F=1

4) Определение коэффициента долговечности при изгибе.

5)Определение базового числа (для всех марок стали).

N_FO12=4*10⁶ циклов в т.ч. 40Х.

6)Определение фактического(эквивалентного)числа циклов перемены изгибающих напряжений.

цикла

Т.к.

7) Максимальные значения допускаемых напряжений изгиба.

Вывод: в качестве допускаемого изгибаемого напряжения принимаем:

10

(для ведущего вала)

(для ведомого вала).

V Проектный расчет зубчатого редуктора.

1)Определение из условия контактной выносливости рабочей поверхности. зубьев колес минимально допускаемого диаметра окружности делительной ведущего колеса (шестерни).

.

k_HB-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки при движении контактной линии; к расчету k_HB=1,03.

Полученный результат следует увеличить на 5-10%, т.к. на данном этапе не учитывается динамическая нагрузка.

К расчету

2)Определение ширины зубчатого венца.

[мм]

3)Определение ширины зубчатого венца колеса и шестерни.

b₁=b₂+ (2-5) [мм] =60+2=62[мм]

b₂= =60 [мм]

b₁=62[мм]

11

4)Определение модуля зацепления.

P_t-шаг зуба для прямозубых

P_n-для косозубых

К расчету по таблице 16

m_n=2[мм]

5)Выбор предварительного значения наклона линии зуба.

6)Определение коэффициента осевого перекрытия.

Характеризует эффект увеличение длины контактной линии за счет наклонного положения линии зуба.

7)Определение числа зубьев колес.

8)Определение межосевого расстояния.

12

К расчету

9)Определение уточненного значения угла линии зуба.

10)Определение уточненного значения деловой окружности ведущего и ведомого колес.

11)Определение уточненного значения межосевого расстояния.

12)Определение диаметральных значений ведущего и ведомого колес.

VI Степень точности изготовления зубчатых колес.

1)Определение точности зацепления.

V_P=V₁₂

2)Определение степени точности:

Рекомендации из таблицы 17.

Вывод: т.к. V₁₂=1,1<[3,5] (м/с), то берется 9-10 степень точности; метод обкатки.

13

VII Силовой расчет.

1)Определение окружной силы.

*

2)Определение радиальной силы.

**

3)Определение осевой силы.

*** 1034.44[H].

VIII Проверочный расчет на прочность и контактную выносливость зубьев колес.

Данный вид расчета является первостепенным.

Предупреждает усталостное выращивание рабочей поверхности зубьев.

Условие контактной выносливости имеет вид:

Где

14

K_HU-посмотрим в таблице 19

Т.к

Недогрузка

Вывод: условие контактной выносливости рабочей поверхности зубьев колес выполняется, принимаем .

Расчет на контактную выносливость при кратковременных перегрузках.

Вывод: условия на контактную выносливость при кратковременных перегрузках выполняется.

IX Проверочный прочностной расчет на изгибную выносливость.

15

Вывод: условия прочности на изгибную выносливость выполняется.

Расчет на изгибную выносливость при кратковременных перегрузках.

Вывод: условия на изгибную выносливость при кратковременных перегрузках соблюдаются.

16

X Таблица основных параметров редуктора.

	Наименование параметра	Значение параметра
1)	2)	3)
1	Межосевое расстояние
2	Делительный диаметр шестерни
3	Делительный диаметр колеса
4	Ширина шестерни
5	Ширина колеса
6	Модуль зацепления
7	Окружная сила
8	Радиальная сила
9	Осевая сила	[H]
10	Расчетная мощность
11	Диаметр вала двигателя	48 [мм]
12	Частота вращения ведущего вала
13	Частота вращения ведомого вала
14	Число зубьев колеса
15	Число зубьев шестерни	130