4, і за 9-ої ступеня точності До HV = 1,2, тоді обчислюється До Н.
4.6. Перевіряємо розрахункові напруги при прийнятих розмірах передачі і уточненої величиною коефіцієнта навантаження:
4.6.1. Контактна напруга. br/>В
де К К - коефіцієнт для косозубой передачі, враховує підвищення здатності навантаження за рахунок збільшення довжини контактних ліній.
4.6.2. Напруга вигину. p> Сили, діючі в зачепленні:
- окружне зусилля
F t =
- радіальне зусилля
F p =
- осьове зусилля
F a = F t tg
Перевіряємо міцність зубів по напруженням вигину
В
F - коефіцієнт форми зуба:
для шестерні при z V 3 =
для колеса при z V 4 =
Виробляємо порівняльну оцінку міцності і колеса:
- для шестерні
- для колеса
Подальший розрахунок ведеться по зубу колеса як менш міцному. До К = 1,4 для косозубих коліс. br/>В
Розрахункова (робоче) напруга вигину в небезпечному перерізі зуба z 4 порівняти з його допустимим.
4.6.3. Напруги при перевантаженнях. p> Короткочасні перевантаження, не враховані при розрахунку, можуть призвести до втрати статичної міцності зубів. Тому після визначення розмірів передачі по опору втоми необхідно перевірити статичну міцність при перевантаженнях.
Максимальні контактні напруги при перевантаженні моментом Т пік можна виразити через напругу н :
В
Якщо значення Т пік не задано, його визначають за формулою Т пік = КТ m ах , де К- коефіцієнт зовнішньої динамічного навантаження, принемают рівним 1,5 ... 2,5.
Аналогічно, максимальні напруги вигину
В
5. Проектування тихохідного валу редуктора.
5.1. Попередній розрахунок
Виконується з умови розрахунку на кручення за заниженими допускаються напруженням кручення [] кр = 12 ... 20 МПа, тобто без урахування деформацій вигину
Умова міцності на кручення
В
Т кр - крутний момент на тихохідному валу
W р = 0,2 d в - момент опору кручення при [] кр = 18 МПа
d в min
В
Довжина вихідної частини валу для закріплення сполучної муфти l см2 = 1.5d см2
5.2. Ескізна компоновка вузла тихохідного валу
Ескізна компонування дозволяє визначити осьові (поздовжні) розміри валу. На осьові розміри валу впливають ширина зубчастих коліс, довжина шпонок, визначальна довжину маточин коліс, ширина підшипників і ширина інших деталей.
5.2.1. Визначення довжини шпонок. p> Довжина шпонок встановлюється з розрахунку на зняття
В
де Т - Крутний момент на валу
d в - Діаметр валу за місцем установки шпонки
[] см = 80-100 МПа - напруга, що допускається на зняття для шпонок
l р = L - в - робоча довжина призматичної шпонки
l - повна довжина шпонки
bh і t - параметри перерізу шпонки, що визначаються за ГОСТом в залежності від діаметра валу. p> З розрахунку на зняття знаходимо
В
Повна довжина шпонки l до = l рв + в
5.2.2. Вибір підшипників кочення. p> Враховуючи, що нахил зубів коліс є незначним (= 8,109), то можна прийняти кулькові радіальні підшипники, які можуть сприймати крім радіальної (F r ) і осьову навантаження (F a ) при цьому осьова навантаження не повинна бути більше 20% від невикористаної радіального навантаження
5.2.3. Ескізна компоновка редуктора.
Ескізну компоновку зазвичай поводять в два етапи. На першому етапі виявляються відстані між опорами і положення зубчастих коліс відносно опор для подальшого визначення опорних реакцій і розрахунку валів на міцність підшипників кочення. На другому етапі конструктивно оформляємо основні елементи редуктора для подальшої перевірки міцності валів, шпонок і інших деталей. Враховуючи габарити редуктора, ескізна компоновка виконується в масштабі 1:2 або 1:1. p> Компонування проводиться на одній проекції - розріз по осях валів при знятій кришці редуктора. p> Враховуючи всі рекомендації, дані в літературі виконуємо перший етап ескізної компонування для вузла тихохідного валу.
7. Розрахунок підшипника на довговічність
7.1. Розглянемо реакції опор від сил, що діють в зачепленні:
- від окружних сил F (у площині XZ)
F пр . в + d ...
