а; визначають по залежності:
МПа;
- коефіцієнт запасу контактної міцності;
- коефіцієнт довговічності; розраховують по залежності:
, тут - базове число циклів:
В
Діапазон значень знаходиться в межах:. Т.к. розрахований коефіцієнт, то приймаємо.
3.4 Допустимі напруги на згинальну витривалість.
Допустимі напруги на згинальну витривалість визначають за формулою:
МПа, де:
- межа згинальної витривалості, МПа; визначають залежно від твердості матеріалу HB:
МПа,
- коефіцієнт запасу изгибной міцності;
- коефіцієнт довговічності; розраховують по залежності:
, тут - базове число циклів. p> Діапазон значень знаходиться в межах:. Т.к. розрахований коефіцієнт, то приймаємо.
4 Проектний і перевірочний розрахунок передачі.
В
4.1 Обчислення попереднього ділильного діаметра шестірні.
В
Розраховуємо основні геометричні параметри з умови контактно-втомної міцності активних поверхонь зубів (з точністю 0,01 мм - для лінійних величин, 0,0001 град - для кутових величин):
Зовнішній ділильний діаметр шестірні (попереднє значення), мм:
мм, де:
- коефіцієнт навантаження, що враховує нерівномірність її розподілу; в курсовому проектуванні з достатньою ступенем точності можна прийняти.
4.2 Обчислення попереднього модуля передачі та уточнення його за ГОСТом:
.
За розрахункової величиною приймаємо найближче більше стандартне значення модуля:,
4.3 Розрахунок геометричних параметрів передачі
4.3.1 Зовнішнє конусний відстань, мм:
.
4.3.2 Діаметр зовнішньої ділильної кола шестерні і колеса, мм:
,
.
4.3.3 Діаметр зовнішнього кола вершин зубів шестерні і колеса , Мм:
,
, де:
і - кути ділильних конусів, град., рівні:
,
.
4.3.4 Розрахункова ширина зачеплення коліс, мм:
.
Розрахункова значення округляємо до цілого числа b в більшу сторону. Ширина зубчастих коліс приймається рівною:
.
4.3.5 Зовнішня висота зуба, мм:
.
4.3.6 Зовнішня висота головки зуба, мм:
В
Для виключення можливих помилок в обчисленнях при проектному розрахунку перевіряють виконання умови контактної витривалості:
В
МПа.
Умова виконується, значить, розрахунок вірний.
4.4 перевірки розрахунок передачі.
В
Визначаємо робочі згинні напруги, які повинні бути не більше допустимих, по залежності:
,
МПа, де:
- коефіцієнт навантаження при згині, враховує нерівномірність її розподілу і динамічний характер; в курсовому проектуванні для коліс 7-ий ступеня точності виготовлення можна прийняти
- коефіцієнт форми зубів шестерні, визначається по залежності:
В
Умова изгибной міцності виконується, розрахунок вірний.
4.5 Зусилля в зачепленні.
В
Для подальших розрахунків з оцінки працездатності валів і підшипників визначають сили, виникають у зачепленні при передачі обертального моменту і діючі на шестерню (позначені індексом 1) і колесо (позначені індексом 2):
В· окружна сила, Н:
Н,
В· радіальна і осьова сили, Н:
Н,
Н, де:
- кут зачеплення.
5 Проектний розрахунок валу і вибір підшипників.
При проектному розрахунку валів використовується основне рівняння міцності при крученні і визначають діаметри консольних ділянок вхідного і вихідного валу за заниженими дотичним напруженням
В
, де:
- крутний момент на вхідному і вихідному валах редуктора, Нм,
- допустиме дотичне напруження в МПа. Їм попередньо задаються в межах 20 Г· 40 МПа. p> Діаметр валу під муфту приймають рівним діаметру валу двигуна:
В
Перехід з одного діаметра валу на інший виконують по залежності:
, де:
- діаметр попередньої ступені в мм,
- діаметр наступному ступені.
Діаметр посадкової ступені під ущільнення на вхідному валу:
.
Діаметр посадкової ступені під підшипники кочення:
.
Далі конструктивно призначають діаметри ділянок вихідного валу
під ущільнення:, під підшипники:, під зубчасте колесо:.
Діаметр буртика визначається конструктивним забезпеченням надійного контакту торців валу з внутрішнім кільцем підшипника або маточиною зубчастого колеса:.
Так як на валах встановлені циліндричні прямозубиє колеса, підбирають підшипники роликові конічні однорядні легкої серії по ГОСТ 8338 - 75 № 7208 та № 7209.
6 Ескізна компоновка і розрахунок елементів конструкції.
В
<...
