2.7. Определение сил, действующих в зацеплении

Окружная сила [3, с.24]:

Н

(2.7.1)

Осевая сила:

,

(2.7.2)

где , ;

Радиальная сила:

,Fr=Ft·tgα=0,3639·Ft

(2.7.3)

где =20^о

2.8. Проверка прочности зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Проверку прочности зубьев на выносливость по напряжениям изгиба осуществляют по следующей формуле [3, с.25]:

,

(2.8.1)

где

-

(2.8.2)

коэффициент нагрузки;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. Определяется по таблице 3.7 [3, с.28]

= 1,1075

- коэффициент динамичности. Определяется по таблице 3.8 [3, с.28]

= 1,35

Отсюда:

K_F=1,1075·1,35=1,47

- коэффициент, учитывающий форму зуба, и зависящий от эквивалентного числа зубьев [3, c.25]

- коэффициент, введенный для компенсации погрешности, возникающей из-за применения расчетной схемы зуба, что и в случае прямых зубьев =1.

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

=1,0 – для прямозубых передач.

В большинстве случаев напряжения изгиба зубьев изменяются во времени по прерывистому отнулевому циклу, поэтому допускаемые напряжения определяются в зависимости от - предела выносливости (при отнулевом цикле), соответствующего базовому числу циклов по формуле [3, с. 26]:

,

(2.8.3)

где - предел выносливости, определяется по таблице 3.9 [3, с. 29]

Для шестерни:

=1,8·230=415МПа

Для колеса:

=1,8·190=342МПа

- коэффициент безопасности.

,

(2.8.4)

где - коэффициент, учитывающий нестабильность материала зубьев колес, таблица 3.9 [3, с. 29]:

=1,75

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса.

Для поковок и штамповок =1.

Таким образом,

=1,75.

По формуле (2.8.3) допускаемое напряжение изгиба для шестерни:

МПа;

допускаемое напряжение изгиба для колеса:

МПа

Определим соотношения:

-для шестерни:

,

(2.8.5)

-для колеса:

,

(2.8.6)

Дальнейший расчет будем вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Проверим прочность зуба колеса по формуле ( 2.8.1):

МПа < [_F2]=195МПа

Условие прочности выполняется.

3. Предварительный расчет валов

Проектирование валов начинают с определения диаметра выходного конца вала из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба по формуле [3, с.30]:

,

(3.1)

где Т – крутящий момент, Нмм;

[_k] – допускаемое напряжение на кручение.

Полученный результат округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда [3, с.30].

Определим диаметры валов.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжении для стали 45 с термообработкой [_k]=25 МПа [3, с.30]:

мм.

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то принимаем d_в1=d_эл.дв=48 мм.

Ведомый вал.

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем допускаемое напряжение на кручение несколько уменьшенным [_k]=20 МПа. Определим диаметр выходного конца вала:

мм.

Принимаем d_в2=48 мм.