их передач зазвичай призначають 7-ю ступінь точності.
3.12 Для перевірки контактних напружень визначаємо коефіцієнт навантаження
В
За табл. 3.5 [1] при П€ bd = 0,28; консольним розташуванням коліс і твердості НВ <350 коефіцієнт враховує розподіл навантаження по довжині зуба, К НОІ = 1,15.
Коефіцієнт, враховує розподіл навантаження між прямими зубами, К H a = 1,05 [1] див таб. 3.4
Коефіцієнт, враховує динамічну навантаження в зачепленні, для прямозубих коліс при u ВЈ 5 м/с, К H u = 1,05 [1] cм. таб. 3.6
Таким чином, До н = 1,15 Г— 1,05 Г— 1,05 = 1,268.
3.13 Перевіряємо контактні напруги по формулі (3.27) з [1]
= 346,4 МПа,
346,4 <[s H ] = 442 МПа
Умова міцності виконана
3.14 Сили, що діють в зачепленні:
Окружна
= 1920 Н;
радіальна
592,6 Н;
Осьова
370 H
3.15 Перевіримо зуби на витривалість по напруженням вигину за формулою (3.31) з [1]:
.
3.16 Коефіцієнт навантаження
K F = K F ОІ в€™ K < sub> F u
3.17 За табл. 3.7 [1] при П€ bd = 0,28, консольному розташуванні, валах на роликових підшипниках коліс і твердості НВ <350 значення K FОІ = 1,37.
3.18 За табл. 3.8 [1] при твердості HB <350, швидкості u = 1,02 м/с і 7-й ступеня точності коефіцієнт K F u = 1,25 (значення взято для 8-го ступеня точності згідно з вказівкою [1] стор.53
Таким чином, K F u = 1,37 Г— 1,25 = 1,71
3.19 Коефіцієнт, що враховує форму зуба, Y F залежить від еквівалентного числа зубів;
у шестерні
37,7;
у колеса
96,2
при цьому коефіцієнти Y Fl = 3,72 і Y F 2 = 3,605 (див. с. 42) [1]. br/>
3.20 Визначаємо допустиме напруження при перевірці зубів на витривалість по напругою вигину:
В
За таб.3.9 [1] для сталі 45 поліпшеної при твердості HB <350
s 0 Flimb = 1,8 HB
Для шестерні Пѓ = 1,8 260 = 468 МПа;
Для колеса Пѓ = 1,8 в€™ 230 = 414 МПа.
3.21 Коефіцієнт запасу міцності [S F ] = [S F ] 'в€™ [S F ]''
За табл. 3.9 [1] [S F ] Вў = 1,75 для сталі 45 поліпшеної; коефіцієнт [S F ] "= 1 для поковок і штамповок. Отже, [S F ] = 1,75. br/>
3.22 Допустимі напруги:
для шестерні [Пѓ F 1 ] == 236,5 МПа;
для колеса [Пѓ F 2 ] == 206 МПа.
Перевірку на вигин слід проводити для того зубчастого колеса, для якого відношення менше. Знайдемо ці відносини:
для шестерні = 64 МПа.
для колеса = 57 МПа
3.23 Перевірку на вигин проводимо для колеса:
= 154 МПа <206 МПа
Умова міцності виконана.
4. Попередній розрахунок валів редуктора і вибір підшипників
Попередній розрахунок валів на кручення, виконують за зниженими допускаються напруженням.
4.1 Крутний моменти в поперечних перетину валів:
Ведучого М II = 92 Г— 10 3 H Г— м
Веденого М III = 140 Г— 10 3 Н Г— м
4.2 Визначимо діаметр вихідного кінця вала при дозволяється за напрузі [t до ] = 20 МПа для ведучого валу:
26 мм
Приймаються найближчі більшого значення із стандартного ряду d B 2 = 28
мм.
Діаметр валу під підшипниками приймаємо d П2 = 35 мм,
Діаметр під шестерні d K 2 = 28 мм
4.3 Визначимо діаметр вихідного кінця вала при дозволяється за напрузі [t до ] = 15 МПа для веденого вала:
36 мм.
Приймаються найближчі більшого значення із стандартного ряду d B 3 = 38 мм.
Діаметр валу під підшипниками приймаємо d П3 = 45 мм.
Діаметр під зубчастим колесом d K 3 = 50 мм
Діаметр під ущільнювач d = 40 мм
5. Конструктивні розміри шестерні і колеса
5.1 Шестерня:
Порівняно невеликі розміри шестерні по відношенню до діаметру валу дозволяють не виділяти маточину. Довжина посадкового ділянки (назвемо його за аналогією l ст. ). br/>
l ст . = b = 30 мм
5.2 Колесо:
Конічне колесо кова...
