Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

Проверка контактных напряжений для косозубых цилиндрических колес производится по формуле:

,

- коэффициент, учитывающий механические свойства материала для стальных колес.

Коэффициент, учитывающих форму сопрягаемых поверхностей:

.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

 

Удельная окружная динамическая сила

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку. Выбирается в зависимости от твердости и угла наклона зубьев по таблице 4.2.10 [5, стр.51]:

,

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. Выбирается по таблице 4.2.12 [5, стр.51] в зависимости от модуля

,

.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузке по ширине зуба,

- ширина зуба.

.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

.

Удельная расчетная окружная сила

Тогда расчетные контактные напряжения:

.

Увеличиваем ширину венца: .

Удельная расчетная окружная сила

Тогда расчетные контактные напряжения:

.

Недогрузка составляет

.

Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба

Проверка изгибной прочности для косозубых цилиндрических колес производится по формуле:

,

Определяем менее прочное зубчатое колесо.

Коэффициент, учитывающих форму зубьев [3, рис. 8.20]:

;

.

Находим отношение

,

Так как , то расчет ведем по шестерне (, .

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

- коэффициент, учитывающий наклон зубьев.

Удельная расчетная окружная сила:

.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

.

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, определяется по рис. 4.2.2в [5, стр. 50].

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

.

Удельная окружная динамическая сила:

;

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи, определяется по табл. 4.2.11 [5, стр.51],

.

;

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:

.

Тогда .

Таким образом, удельная расчетная окружная сила:

.

Тогда расчетные контактные напряжения

.

Проверочный расчет выполняется, т.к. .

 

 

Предварительный расчет валов и их конструирование

 

При проектном расчете определяется диаметр выходного конца вала или диаметр под шестерней для промежуточных валов. Расчет ведется на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям:

, [2, ф. 1.2]

где Т – крутящий момент на валу, Н∙мм;

- допускаемое напряжение на кручение.

Для определения диаметра выходных концов валов принимаем .

Диаметр выходного конца быстроходного вала:

.

Принимаем для согласования с валом электродвигателя.

Диаметр вала под подшипники

Принимаем

Диаметр вала под манжету

Принимаем

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

.

Диаметр вала под подшипники

Принимаем

Диаметр вала под колесо

Диаметр вала под манжету

Принимаем .

На основании вышеприведенных расчетов составляем эскизную компоновку валов редуктора (рис. 5).

Рисунок 5 – Эскизы валов редуктора:

а) быстроходного, б) тихоходного