/p>
де ОјFE - коефіцієнт еквівалентності;
Nк - розрахункове значення циклів;
Отримаємо:
KFL1 = в€љ 4 * 10/44,8 * 10 = 0,668;
KFL2 = в€љ 4 * 10/11,46 * 10 = 0,839;
Отримані значення коефіцієнтів довговічності не задовольняють умові 1 ≤ KFL ≤ 2 [3], тоді для колеса і шестерні приймаємо KFL = 1.
Допустимі згинні напруги рівні:
[ПѓF] 1 = 486 * 1 * 1/1, 75 = 278 МПа;
[ПѓF] 2 = 414 * 1 * 1/1, 75 = 237 МПа. b>
8. Визначення розрахункового контактної напруги в полюсі зачеплення зубчастої пари для тихохідної ступені
Значення розрахункових контактних напружень однакові для шестерні і колеса, тому розрахунок виконуємо тільки для шестерні.
Розрахунок міцності зубів за контактними напруженням для прямозубой передачі зовнішнього зачеплення зробимо за формулою [3]:
Т1Тш * kH * епр (і + 1)
ПѓН = 1,18 * в€љ * ≤ [ПѓН],
d1 ВІ * ВW * sin 2О±w і
де Т1Тш - обертаючий момент на шестірні тихохідної щаблі;
kH - коефіцієнт навантаження по контактним напруженням;
епр = 2 * 10 МПа - модуль пружності для сталі;
d1 = 55 мм - діаметр шестерні;
ВW = 50,9 мм - ширина вінця шестерні;
О±w = 20 Вє - кут зачеплення;
і = 3,91 - передавальне відношення тихохідної щаблі.
Коефіцієнт навантаження визначаємо за формулою:
kH = kHОІ * kHV,
де kHОІ = 1,02 - коефіцієнт концентрації навантаження (при П€вd = в/d == 0,93) [3];
kHV = 1,03 - динамічний коефіцієнт (при П… = ПЂ * d * п/30 =
= ПЂ * d * Пб * іозп * і/30 = 1,68 м/с);
Тоді:
kH = 1,02 * 1,03 = 1,0506;
Отримуємо розрахункове контактне напруження одно:
64,02 * 10 Ві * 1,0506 * 2 * 10 (3,91 + 1)
ПѓН = 1,18 * в€љ * = 488 МПа;
55 ВІ * 50,9 * sin40 Вє 3,91
Отже, умова міцності по контактним напруженням виконується, т.к.:
ПѓН = 488 МПа <[ПѓН] = 518 МПа. b>
9. Визначення розрахункового згинального напруги
Розрахунок міцності зубів за згинальних напружень зробимо за формулою [3]:
ПѓF = УFs * Ft * kF/ВW * т,
де УFs - коефіцієнт форми зуба;
Ft - окружна сила, Н;
kF - коефіцієнт навантаження по изгибная напруженням;
Для шестерні УFs = 4,08 (при z = 22 і х = 0), для колеса УFs = 3,73 (при z = 86 і х = 0) [3].
Окружна сила для шестерні Ft = 2,328 кН, для колеса Ft = 2,259 кН. p> Розрахуємо коефіцієнти навантаження по згинальних напружень для шестерні і колеса [3]:
kF = kFОІ * kFV,
де kFОІ1 = 1,05 і kFОІ2 = 1 - коефіцієнти концентрації навантаження для шестерні і колеса (при П€вd1 = в/d = = 0,93 і П€вd2 = в/d == 0,24) [3];
kHV = 1,02 - динамічний коефіцієнт (при П… = ПЂ * d * п/30 =
= ПЂ * d * Пб * іозп * і/30 = 1,68 м/с);
Тоді:
kF1 = 1,05 * 1,02 = 1,071;
kF2 = 1 * 1,02 = 1,02;
Отримуємо розрахункові контактні напруги рівні:
ПѓF1 = 4,08 * 2,328 * 10 Ві * 1,071/50,9 * 2,5 = 80 МПа;
ПѓF2 = 3,73 * 2,259 * 10 Ві * 1,02/50,9 * 2,5 = 68 МПа;
Отже, умова міцності по згинальних напружень виконується, т.к.:
ПѓF1 = 80 МПа <[ПѓF] 1 = 278 МПа;
ПѓF2 = 68 МПа <[ПѓF] 2 = 237 МПа. br/>
10. Визначення розмірів валів зубчастих коліс і вибір підшипників
Діаметри різних ділянок валів редуктора визначимо за формулами [2]:
швидкохідний вал
d ≥ (7 ... 8) Ві в€љ T1Б = (7 ... 8) Ві в€љ 6,93 = (13,3 ... 15,25) = 15 мм;
dП в‰Ґ d +2 * t,
де t = 2 - висота буртика [2];
Отримаємо:
dП в‰Ґ 15 + 2 * 2 = 19 мм;
Приймаються dП = 20 мм;
dБП в‰Ґ dп +3 * r,
де r = 1,6 - координата фаски підшипника;
Отримаємо:
dБП в‰Ґ 20 + 3 * 1,6 = 24,8 мм;
діаметр dБП округляємо в найближчу сторону до стандартного значення dБП = 24 мм.
проміжний вал
d к ≥ (6 ... 7) Ві в€љ T1тш = (6 ... 7) Ві в€љ 64,02 = (24 ... 28) = 25 мм;
dБК в‰Ґ d к +3 * f, p> де f = 1 - розмір фаски [2];
Отримаємо:
dБК в‰Ґ 25 + 3 * 1 = 28 мм;
dП = d к - 3 * r = 25 - 3 * 1,6 = 20,2 мм;
діаметр dП округляємо в найближчу сторону до стандартного значення
dП = 20 мм;
dБп ≥ dП +3 * r = 20 +3 * 1,6 = 24,8 мм;
діаметр dБП округляємо в найближчу сторону до стандартного значення
dБП = 24 мм.
Тихохідний вал
d ≥ (5 ... 6) Ві в€љ T2тк = (5 ... 6) Ві в€љ 242,82 = (31,5 ... 37,8) = 36 мм;
dП в‰Ґ d +2 * t = 36 + 2 * 2 = 40 мм;
dБп ≥ dП +3 * r = 40 + 3 * 1,6 = 44,8 мм;
діаметр dБП округляємо в найближчу сторону до стандар...
