3.4 Проверочный расчёт зубчатых передач
Назначим степень точности изготовления зубчатых передач в зависимости от окружной скорости:
,
.
Принимаем пониженную «9» степень точности и «5» класс шероховатости.
3.4.1 Уточнение расчетной нагрузки
Дополнительные
нагрузки учитываются коэффициентом
нагрузки
при расчете на усталость изгибу и
- при расчете на контактную усталость.
Расчетная нагрузка:
3.4.2 Проверочный расчет фактических изгибных напряжений
Проверка прочности заключается в определении фактических контактных и изгибных напряжений и в сравнении их с допускаемыми.
Фактические напряжения изгиба в опасных сечениях основания зубьев шестерен определяют по формуле:
Фактические напряжения изгиба в опасном сечении зуба колеса определяют по формуле:
Величина окружного усилия рассчитывается так:
Передача 2:
.
.
Передача 3:
.
.
3.4.3 Проверочный расчет фактических контактных напряжений
Фактические контактные напряжения на рабочих поверхностях зубьев, определяют по формуле:
,
где
– коэффициент, зависящий от числа зубьев
шестерни и передаточного числа, для
косозубых передач
,
для прямозубых
;
– коэффициент
нагрузки,
;
– для
косозубых передач,
– для прямозубых передач [1,стр.22].
.
3.4.4 Определение предельных и допускаемых напряжений материала колес
Допускаемые напряжения при проверочном расчёте на изгибную выносливость определяют по формуле
,
где
– коэффициент запаса прочности
(при
ХТО – закалка ТВЧ);
– коэффициент
долговечности, учитывающий изменение
;
– коэффициент,
учитывающий влияние шероховатости
переходной поверхности зубьев,
;
–
коэффициент,
учитывающий чувствительность материала
к концентрации напряжений,
–
коэффициент,
учитывающий размер зубчатого колеса,
Передача 2
;
;
.
Базовое
число циклов
.
Т.к.
,
то
,
,
Подставив полученные значения в формулу получим:
;
.
Передача 3
;
;
.
Базовое число циклов .
Т.к.
,
то
.
Подставив полученные значения в формулу получим:
;
3.4.5 Допускаемые напряжения при проверочном расчёте на контактную выносливость
Допускаемые напряжения при проверочном расчёте на контактную выносливость определяют по формуле
,
где
–
коэффициент долговечности, учитывающий
изменение
.
Передача 2
Базовое
число циклов
.
Т.к.
,
то
,
где
–
коэффициент, учитывающий влияние
исходной шероховатости;
–
коэффициент,
учитывающий влияние окружной скорости;
–
коэффициент,
учитывающий размеры зубчатого колеса.
Подставив полученные значения в формулу (3.3) получим
.
Передача 3
Базовое число циклов .
т.к.
,
то
.
,
где – коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости;
– коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;
– коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса.
Подставив полученные значения в формулу получим
;
Фактические напряжения меньше допускаемых:
<
;
<
;
<
;
<
;
<
;
<
.
4. Конструирование зубчатых колёс и эскизная компоновка редуктора
4.1 Конструирование зубчатых колёс
Конструктивная форма колёс зависит от их размеров, материала, а также от технологии получения заготовки и механической обработки.
Предварительно рассчитаем диаметры валов:
,
;
;
;
;
Предварительно
вычисленный диаметр вала округлим до
ближайшего стандартного по ГОСТ 6639-69:
(для соединения с валом электродвигателя);
;
;
.
Определим размеры конструктивных элементов дисковых колёс.
Колесо 2(червячное):
для червячного колеса S=1,2 *25 = 30 мм;
Принимаем
принимаем
стандартное значение
,
принимаем
стандартное значение
Колесо 4:
,
принимаем
стандартное значение
,
принимаем
принимаем
стандартное значение
,
принимаем стандартное значение
.
Рисунок 3 – Конструкция цилиндрического колеса
Колесо 6:
принимаем стандартное значение
,
принимаем
стандартное значение
,
принимаем
принимаем
стандартное значение
,
принимаем
стандартное значение
.
