5 . Проверка зубьев колеса на прочность по контактным напряжениям и напряжениям изгиба

Предварительно определим коэффициент ширины шестерни по диаметру делительной окружности:

где – ширина венца шестерни, мм;

– диаметр делительной окружности шестерни, мм.

Определим окружную скорость и степень точности передачи.

Окружная скорость может быть определена через угловую скорость колеса:

где – угловая скорость колеса, рад/с;

– диаметр делительной окружности колеса, мм.

В зависимости от окружной скорости выбираем степень точности изготовления передачи по таблице 9.

Передача	Степень точности, не ниже	Окружная скорость, м/c, не более	Примечание
Высокоточные	6		Высокоскоростные передачи, механизмы точной кинематической связи

Расчетные контактные напряжения при проверочном расчете определяются по формулам:

для прямозубой цилиндрической передачи:

;

где – межосевое расстояние, мм;

КП. 01. 2-74 06 01. 1. 12.ТМ. ПЗ

15

– коэффициент нагрузки;

– вращающий момент на ведомом валу редуктора, Нм;

– передаточное число редуктора;

– ширина венца зубчатого колеса, мм.

Коэффициент нагрузки определяется по формуле:

где – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

– коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца;

– динамический коэффициент.

Для прямозубых колес принимают _.

Данные для расчетов взяты из таблицы 10 и 11.

Недогрузка или перегрузка (определяется по знаку) может быть вычислена по формуле:

Перегрузка двигателя на 12%.

Расчётные напряжения изгиба для прямозубой цилиндрической передачи определяем по формуле:

,

_где – окружная сила в зацеплении, Н;

– коэффициент нагрузки;

– коэффициент, учитывающий форму зуба;

– ширина венца зубчатого колеса, которое будем проверять на изгиб, мм;

– окружной модуль, мм.

Коэффициент нагрузки определяем по формуле:

16

,

КП. 01. 2-74 06 01. 1. 12.ТМ. ПЗ

где – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, определяем по таблице 12;

– динамический коэффициент, определяем по таблице 13.

Коэффициент формы зуба определяем отдельно для шестерни и колеса по таблице 14.

КП. 01. 2-74 06 01. 1. 12.ТМ. ПЗ

17

6. Проектировочный расчет валов редук

Диаметр выходного конца вала (быстроходного и тихоходного) определяется по формуле:

_где – вращающий момент на соответствующем валу редуктора, Нм;

– допускаемое напряжение на кручение; для валов из сталей 40, 45, Ст6 принимают значения МПа.

Полученный результат округляют до ближайшего (как правило) большего значения из стандартного ряда (табл. 15).

Диаметр вала под подшипник определяется по формуле:

– диаметр выходного конца соответствующего вала редуктора;

– высота буртика, мм, определяется по таблице 16.

Окончательно принимают равным диаметру внутреннего кольца подшипника.

Диаметр вала под колесо (шестерню) определяется по формуле:

– диаметр вала под подшипник;

– координаты фаски подшипника, мм, определяется по таблице 16.

Окончательно округляют к ближайшему стандартному значению (табл. 15).

В связи с тем, что в курсовом проекте не рассчитывается открытая передача и соединительная муфта, длина выходных концов валов редуктора определяется по формулам:

где – диаметры выходных концов ведущего и ведомого валов редуктора.

КП. 01. 2-74 06 01. 1. 12.ТМ. ПЗ

18