2. Проверочный расчет быстроходной ступени
2.1 Межосевое расстояние:
2.2 Рабочая ширина венца колеса:
.
принимаем
2.3 Рабочая ширина шестерни:
.
2.4 Модуль передачи:
,
;
отсюда
принимаем
по ГОСТ 9563-60.
2.5 Суммарное число зубьев и угол наклона:
Суммарное число зубьев:
.
Принимаем
.
для косозубых колес
2.6 Число зубьев шестерни
Принимаем
.
2.7 Число зубьев колеса
.
2.8 Фактическое передаточное число
Ошибка передаточного числа
.
2.9 Диаметры колес:
шестерни:
колеса
внешнего зацепления:
Проверка
2.10 Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:
;
;
;
.
2.11 Силы, действующие на валы от зубчатых колес:
окружная
сила
;
радиальная
сила
;
осевая
сила
.
2.12 Проверка зубьев на изгибную выносливость:
Коэффициент нагрузки
;
;
.
.
Коэффициент,
учитывающий форму зуба колеса,
Напряжение в опасном сечении зуба колеса:
.
Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни,
Напряжение в опасном сечении зуба шестерни
.
2.13 Проверка зубьев на контактную выносливость:
;
;
;
;
2.14 Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки.
Наружный диаметр заготовки шестерни:
.
Толщина сечения обода колеса:
.
Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.
8. Определение диаметров всех валов
1) Определим диаметр быстроходного вала:
.
Принимаем
.
Для найденного диаметра вала выбираем значения:
–
приблизительная
высота буртика,
–
максимальный
радиус фаски подшипника,
–
размер
фасок вала.
Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:
.
Так
как стандартные подшипники имеют
посадочный диаметр, кратный пяти, то
принимаем
.
Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:
.
Принимаем
.
2) Определим диаметр промежуточного вала:
Принимаем
.
Для найденного диаметра вала выбираем значения:
–
приблизительная
высота буртика,
–
максимальный
радиус фаски подшипника,
–
размер
фасок вала.
Определим диаметр:
.
Принимаем
Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:
.
Так
как стандартные подшипники имеют
посадочный диаметр, кратный пяти, то
принимаем
.
Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:
.
Принимаем
.
3) Определим диаметр тихоходного вала:
.
Принимаем
.
Для найденного диаметра вала выбираем значения:
– приблизительная высота буртика,
– максимальный радиус фаски подшипника,
– размер фасок вала.
Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:
Принимаем
Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:
.
Принимаем
.
9. Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость
Проведём расчёт
тихоходного вала.
A
B
C
Действующие силы:
–
окружная,
–
осевая,
–
радиальная,
–
крутящий момент.
,
,
,
.
|
1 Определим реакции опор в вертикальной плоскости.
;
;
.
Отсюда находим, что
.
;
;
.
Получаем, что
.
Выполним проверку:
;
;
– верно.
2. Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.
,
;
;
Получаем, что
.
;
;
;
Отсюда
.
Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций:
;
;
–
верно.
3. По
эпюре видно, что самое опасное сечение
вала находится в точке
,
причём моменты здесь будут иметь
значения:
,
.
4. Расчёт
производим в форме проверки коэффициента
запаса прочности 
,
значение которого можно принять
.
При этом должно выполняться условие:
,
где
– расчётный коэффициент запаса прочности,
и
– коэффициенты запаса по нормальным и
касательным напряжениям, которые
определим ниже.
Найдём результирующий изгибающий момент:
.
Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45):
–
временное сопротивление (предел прочности
при растяжении);
и
– пределы выносливости гладких образцов
при симметричном цикле изгиба и кручении;
–
коэффициент чувствительности материала
к асимметрии цикла
напряжений.
Определим отношение следующих величин:
;
;
где
и
– эффективные коэффициенты концентрации
напряжений,
–
коэффициент влияния абсолютных размеров
поперечного сечения.
Также найдём значение коэффициента влияния шероховатости:
и
коэффициент влияния поверхностного
упрочнения
.
Вычислим значения
коэффициентов концентрации напряжений
и
для данного сечения вала:
;
.
Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:
;
.
Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала:
.
Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении:
;
.
Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
.
Для нахождения коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям определим следующие величины:
Коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений для данного сечения:
.
Среднее напряжение
цикла:
.
Вычислим коэффициент
запаса:
.
Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым:
–
условие выполняется.