2.2.7 Проверка зубьев по напряжениям изгиба.
Расчётное напряжение изгиба и условие прочности, σF, Н/мм2, определяются следующим образом
ϬF
=
≤ [ϬF]
(45)
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями КFα = 1,0 [2, с.47].
Принимаем коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса:
YF1 = 3,65, YF2 = 3,60 [2, с.42].
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба КFβ = 1,11 [2, таблица 3.7].
Коэффициент динамической нагрузки КFV = 1,1 [2, таблица 3.8].
Напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса
ϬF1
=
= 0 Н/мм2
ϬF2 = = 0 Н/мм2
ϬF1 = 0 Н/мм2 < [ϬF]1 = 288 Н/мм2
ϬF2 = 0 Н/мм2 < [ϬF]2 = 257 Н/мм2.
Прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб обеспечивается.
2.3 Первая эскизная компоновка редуктора
2.3.1 Силовая схема нагружения валов редуктора
Консольная сила от ременной передачи. Fврп, Н, определяем следующим образом
Fврп
= 80 ·
, (46)
где - М1 – вращающий момент на быстроходном валу, М1 = М2 = 0,0 Н·м
Fврп
= 80 ·
= 0 Н.
Лежит в горизонтальной плоскости, направлена в сторону ведущего шкива и приложена к середине выходного конца быстроходного вала.
Консольная сила от муфты
FМ
= 50
, (47)
М2–вращающий момент на быстроходном валу, М2 = М3 = 0,0 Н·м.
FМ = 50 = 0 Н.
Силовая схема нагружения валов редуктора представлена на рисунке 9.
2.3.2 Определение диаметров быстроходного вала
Диаметр выходного конца вала, d1, мм, рассчитываем по формуле
d1
=
, (48)
где [τ] – допускаемое напряжение кручения, [τ] = 20 Н/мм2.
d1
=
= 0,0 мм.
Принимаем d1 = 0 мм.
Диаметр вала под подшипник, dп1, мм, определяется по формуле
dП1 = d1 + 2t, (49)
где t – высота буртика, t = 0,0 мм.
dП1 = 0 + 2 · 0,0 = 0 мм.
Принимаем dп1 = 0 мм.
Диаметр буртиков для упора подшипников, dБП1, мм, рассчитывается по формуле
dБП1 = dп1 + 3r, (50)
где r – координата фаски подшипника, r = 0,0 мм.
dБП1 = 0 + 3 · 0,0 = 0, мм.
Принимаем dБП1 = 0 мм.
Для быстроходного вала принимаем шарикоподшипники радиальные однорядные средней серии № 0 , для которых
- внутренний диаметр d = 0 мм;
- наружный диаметр D = 0 мм;
- ширина колец В = 0 мм;
- динамическая грузоподъемность Сr = 0,0 кН.
2.3.3 Определение диаметров тихоходного вала
Диаметр выходного конца вала, d2, мм, определяется по формуле
d2
=
, (51)
где
- допускаемые напряжения кручения,
= 25 Н/мм2,
d2
=
= 0,0 мм.
Принимаем d2 = 0 мм.
Диаметр вала под подшипник, dП2, мм, рассчитывается
dП2 = d2 + 2t, (52)
где t – высота буртика, t = 0,0 мм.
dП2 = 0 + 2 · 0,0 = 0,0 мм.
Принимаем dП2 = 0 мм.
Диаметр буртиков для упора подшипников, dБП2, мм, рассчитывается по формуле
dБП2 = dП2 + 3r, (53)
где r – координата фаски подшипника, r = 0 мм.
dБП2 = 0 + 3 · 0 = 0 мм
Принимаем dБП2 = 0 мм.
Диаметр посадочной поверхности для колеса, dК2, мм, определим следующим образом
dК2 = dП2 + (5…7) (54)
dК2 = 0 + (5…7) = 0…0 мм.
Принимаем dК2 = 0 мм < dБП2 = 0 мм.
Для тихоходного вала принимаем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии № 0, для которого
- внутренний диаметр d = 0 мм;
- наружный диаметр D = 0 м;
- ширина колец В = 0 мм;
- динамическая грузоподъемность Сr = 0,0 кН.