5.5 Определение расчетных изгибных напряжений

Расчетное изгибное напряжение тихоходной ступени определяется по формуле

(5.13)

где – коэффициент концентрации нагрузки при изгибе, определяется по рис.8.15 [3, С.130], =1,1;

– коэффициент динамичности при изгибе, определяется по табл.8.3

[3, С.132], = 1,03;

– коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения,

определяется по рис. 8.20 [3, С.140], =3,75; =3,68;

Определяем расчетные изгибные напряжения по формуле (5.13)

МПа;

МПа;

Условие прочности по изгибным напряжениям выполняется, так как

σ_F1 = 384,5 МПа < [σ_F1] = 390,8 МПа;

σ_F2 = 333,1 МПа < [σ_F2] = 422,1 МПа;

Расчетное изгибное напряжение быстроходной ступени определяется по формуле:

(5.14)

где – коэффициент, учитывающий повышение прочности косозубых колес, и определяется по формуле:

(5.15)

где – коэффициент, учитывающий нагрузку между зубьями, определяется по табл.8.7 [3, С.149], =1,22;

– коэффициент, учитывающий наклон зуба, определяется по формуле:

, (5.16)

где – коэффициент торцевого перекрытия, определяется по формуле:

;

;

Определяем коэффициент по формуле (5.15)

;

=1,47;

= 1,03;

=4,3;

=3,75

Определяем расчетные изгибные напряжения по формуле (5.14)

МПа;

МПа.

Условие прочности по изгибным напряжениям выполняется, так как

σ_F1 = 257,8 МПа < [σ_F1] = 390,8 МПа;

σ_F2 = 218,3 МПа < [σ_F2] = 390,8 МПа;

5.6 Вывод работоспособности передачи

МПа < МПа;

МПа < МПа;

МПа < МПа;

МПа < МПа;

МПа < МПа;

МПа < МПа

Передача является работоспособной, т.к. контактная и изгибная прочность на быстроходной и тихоходной ступени при данном нагружении выполняется.

6 Разработка эскизного проекта редуктора

6.1 Определение диаметров вала

Диаметры быстроходного вала определяем по формуле:

d = (7…8) · , (6.1)

где T_вх – момент на входном валу редуктора, Н·м;

d = (7…8) · = 32,13 … 36,72 мм.

Округлим до ближайшего значения по табл. 24.1 [2, С. 410], принимаем d = 36 мм.

Диаметр вала под подшипником определяем по формуле:

d_п ≥ d + 2(t), (6.2)

где t – высота буртика, мм, принимаем равным 3,5 мм согласно табл. 25.11

[2, С. 42]

d_п ≥ 36 + 2·3,5 = 43 мм.

Принимаем согласно табл. 24.1 [2, С. 410], принимаем d_п = 45 мм.

Диаметр буртика вала у подшипника определяем по формуле:

d_бп ≥ d_п + 3∙r, (6.3)

где r – размер фаски, мм, принимаем равным 2 мм согласно табл. 25.11

[2, С. 42]

d_бп ≥ 45 + 3·2 = 51 мм.

Принимаем согласно табл. 24.1 [2, с. 410], принимаем d_бп = 53 мм.

Определим диаметры промежуточного вала

Диаметр вала под колесом определяем по формуле:

d_к = (6…7) · , (6.4)

где T_пр – максимальный момент на промежуточном валу, Н·м;

d_к = (6…7) · = 47,89 … 55,85 мм.

Округлим до ближайшего значения по табл. 24.1 [2, С. 410], принимаем d = 56 мм.

Диаметр буртика у подшипника определяем по формуле:

d_бк ≥ d_к + 3∙f, (6.5)

где f – размер фаски, мм, принимаем равным 2 мм согласно табл. 25.11

[2, С. 42]

d_бк ≥ 56 + 3·2 = 62 мм.

Принимаем согласно табл. 24.1 [2, С. 410], принимаем d_бк = 63 мм.

Диаметр буртика у подшипника определяем по формуле:

d_бп ≥ d_п + 3∙r,

где r – размер фаски, мм, принимаем равным 3 мм согласно табл. 25.11

[2, С. 42];

d_п – диаметр вала под подшипник;

d_п = d_к - 3∙r, (6.6)

где r – размер фаски, мм, принимаем равным 3 мм согласно табл. 25.11

d_п = 56 - 3∙3 = 45 мм.

Принимаем согласно табл. 24.1 [2, С. 410], принимаем d_п = 45 мм.

d_бп ≥ 45 + 3·3 = 54 мм.

Принимаем согласно табл. 24.1 [2, С. 410], принимаем d_бп = 56 мм.

Определим диаметры тихоходного вала

Диаметр вала определяем по формуле:

d = (5…6) · , (6.7)

где T_т – максимальный крутящий момент на тихоходном валу, Н·м;

d = (5…6) · = 59,1 … 70,9 мм.

Округлим до ближайшего значения по табл. 24.1 [2, С. 410], принимаем d = 60 мм.

Диаметр вала под подшипником определяем по формуле:

d_п ≥ d + 2(t),

где t – высота буртика, мм, принимаем равным 4,6 мм согласно табл. 25.11

[2, c. 42]

d_п ≥ 60 + 2·4,6 = 69,2 мм.

Принимаем согласно табл. 24.1 [2, С. 410], принимаем d_п = 70 мм.

Диаметр буртика для подшипника определяем по формуле:

d_бп ≥ d_п + 3∙r,

где r – размер фаски, мм, принимаем равным 3,5 мм согласно табл. 25.11

[2, c. 42]

d_бп ≥ 70 + 3·3,6 = 80,5 мм.

Принимаем согласно табл. 24.1 [2, С. 410], принимаем d_бп = 85 мм.

Диаметр колеса

d_к = d_бп = 85 мм.