і концентрацію напруг, визначається залежно від еквівалентного числа зубів
Zv1 = Z1/cos3ОІ [1, с.62]
при цьому YFs1 = ... [1, с.38], [5, с.42].
Zv2 = Z2/cos3ОІ
при цьому YFs2 = ... [1, с.38], [5, с.42].
Так як шестерня і колесо виконані з однакових матеріалів, то розрахунок ведемо по тому з коліс, для якого YFS більше, тобто по шестірні.
YОµ-коефіцієнт, що враховує перекриття зубів:
YОµ = 1/ОµО± [1, с.32]
YОІ - коефіцієнт, що враховує нахил зуба.
УОІ = 1 - ОµОІ В· ОІ/120
ОµОІ = b2/Рх
Px = Pn/sinОІ
Pn = mn В· ПЂ
Напруга вигину ПѓF значно нижче допустимого напруги ПѓFР, але це не можна розглядати як недовантаження передачі, оскільки основним критерієм її працездатності є контактна втома.
2.4 Визначення геометричних параметрів коліс
2.4.1 Висота головки зуба
ha = mn
2.4.2 Висота ніжки зуба
hf = 1,25 В· mn
2.4.3 Діаметри вершин зубів
da1 = d1 + 2 В· ha
da2 = d2 + 2 В· ha
2.4.4 Діаметри западин зубів
df1 = d1 - 2 В· hf
df2 = d2 - 2 В· hf
2.5 Визначення сил, що діють в зачепленні
2.5.1 Окружна сила
FtH = 2 В· Te1/d1
2.5.2 Радіальна сила
Fr = Ft В· tgО±/cosОІ
О± = 20 Вє
2.5.3 Осьова сила
Fa = Ft В· tgОІ
3. Попередній розрахунок валів редуктора
3.1 Вал редуктора
Вал редуктора відчуває спільну дію згину і кручення, причому характер зміни напружень - повторно-змінний, тому основним розрахунком валів є розрахунок на витривалість, але на початку розрахунку відомі тільки крутний момент Т, який чисельно дорівнює переданому обертаючому моменту Ті. Згинальні моменти Мі виявляється можливим визначити лише після розробки конструкцій валу, коли, згідно з кресленням, виявляється його довжина. Крім того, тільки після розробки конструкції визначаються місця концентрації напруг: галтелі, шпонкові канавки і т.д.
Тому, перш треба зробити попередній розрахунок валів, мета якого - визначити діаметри вихідних кінців валів.
Розрахунок проводимо умовно тільки на крутіння, виходячи з умови міцності при крученні
τ ≤ τadm
де П„adm - допустиме напруження на кручення.
Оскільки ми свідомо нехтуємо впливом вигину і концентрацією напруг, то цю помилку компенсуємо пониженням допустимих напружень.
Вибираємо матеріал для валів: ведучий вал - ...; ведений вал - ..., для якого П„adm = ... МПа.
П„-дотичне напруження, що виникає в розрахунковому перерізі вала.
В
де Т-крутний момент.
Ведучий вал: Тe1 = ... Н В· мм; ведений вал: ТЕ2 = ... Н В· мм.
Wр-полярний момент опору перерізу при крученні.
Wр = 0,2 В· dв Ві
Підставляємо значення в умову міцності, отримаємо ведучий вал:
В
Отриманий результат округляємо за ГОСТ 6636 - 69 до найближчого більшого значення з ряду R40 [5, с.161].
Ведучий вал редуктора з'єднуємо з валом двигуна, щоб виконувалося співвідношення dв1/dдв ≤ 0,75.
Ведений вал:
В
Отриманий результат округляємо за ГОСТ 6636 - 69 до найближчого більшого значення з ряду R40 [5, с.161].
Приймаються dв2 = ... мм.
3.2 Основні навантаження, що діють на вали, виникають в зубчастому зачепленні:
Fa = ... H;
Fr = ... H;
Ft = ... H.
Власна вага валу і насаджених на ньому деталей не враховуємо, оскільки вони грають роль лише у вельми потужних передачах, де сила тяжіння деталей виражаються величиною того ж порядку, що і сили в зачепленні.
Сили тертя в опорах не враховуються. Більшість муфт, внаслідок неминучою неспіввісності з'єднуються валів, навантажують вал додатковою силою Fм.
При розрахунку валів можна приблизно вважати
В
де поводить момент ТЕ2 = Т2.
На тихохідному валу редуктора, де обертальний момент значний, повинна бути передбачена розрахункова консольне навантаження Fм, прикладена до середині виступаючого кінця валу.
Напрямок сили Fм щодо окружної сили Ft може бути будь-яким, так як це залежить від випадкових неточностей монтажу.
Тому в розрахункових схемах силу Fм направляємо так, щоб вона збільшувала напругу від окружної сили Ft (найгірший випадок).
На розрахункових схемах всі сили, що діють на вал, а так само обертаючі моменти як зосереджені, прикладені до середини маточин, хоча в дійсності вони розподілені по довжині маточини.
3.3 Діаметри під підшипники і колесо
3.3.1 Ведучий вал: <...
