 |
Допускаемые напряжения на изгибную прочность.
|
|
|
|
3.10.1 Для шестерни
, МПа (50)
3.10.2 Для колеса по формуле (50)
, МПа
3.11 Коэффициент формы зуба YF1 для шестерни и YF2 для колеса определяется по табл. 8 согласно [1] в зависимости от количества зубьев.
3.12 Рассчитываются отношения σFP1/YF1 и σFP2/YF2. То из отношений, которое меньше, определяет более слабое зубчатое колесо. Дальнейший расчет ведется по этому слабому колесу.
3.13Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца kFβ определяется по табл. 9 согласно [1] в зависимости от расположения зубчатых колес относительно опор.
Таблица 8 – Коэффициент формы зуба.
| Количество зубьев, Z | Коэффициент формы, YF |
| 4,25 | |
| 4,1 | |
| 3,9 | |
| 3,8 | |
| 3,7 | |
| 3,65 | |
| 3,62 | |
| Свыше 80 | 3,6 |
Таблица 9 – Коэффициент неравномерности.
| Коэффициент ширины шестерни, ψbd | Коэффициент неравномерности, kFβ, при твердости не выше НВ 350 | Коэффициент неравномерности, kFβ, при твердости свыше НВ 350 |
| 0,4 | 1,02 | 1,04 |
| 0,6 | 1,05 | 1,08 |
| 0,8 | 1,08 | 1,14 |
| 1,1 | 1,22 | |
| 1,2 | 1,15 | 1,3 |
Допускаемый крутящий момент, передаваемый зубчатой парой
, Н·м (51)
Если выполняется неравенство Т1 < Т1F, то условие прочности соблюдается, если нет, то необходимо сделать перерасчет, начиная с п. 1.22., увеличив модуль зацепления, увеличив ширину шестерни и применив более прочную сталь.
В редукторе имеется три шпоночных соединения: два соединения валов с муфтами и одно соединение вала с зубчатым колесом. Необходимо определить действующие напряжения среза для всех трех шпонок.
Напряжения среза для шпонки на быстроходном валу
, МПа (52)
Напряжения не должны превышать 80 МПа. В противном случае необходимо увеличить размеры шпонки и провести повторный расчет.
|
|
|
Напряжения среза для шпонки на тихоходном валу
, МПа (53)
Напряжения не должны превышать 80 МПа.
Напряжения среза для шпонки под колесом
, МПа (54)
Напряжения не должны превышать 80 МПа.
Напряжения среза болта муфты быстроходного вала
МПа, (55)
где dбт 1 – диаметр болта быстроходной муфты, мм, подбирается по таблице 5,
dм 1 – диаметр окружности центров болтов на быстроходной муфте, мм, по таблице 5
nб = 4…8 количество болтов по таблице 5.
Напряжения среза болта муфты тихоходного вала
МПа, (56)
где dбт 2 – диаметр болта по таблице 5,
dм 2 – диаметр окружности центров болтов по таблице 5.
Напряжения среза в обоих случаях не должны превышать 80 МПа.
Напряжения кручения тихоходного вала
, МПа (57)
Напряжения кручения быстроходного вала
, МПа (58)
Напряжения кручения в обоих случаях не должны превышать 80 МПа.
Равнодействующая сила изгиба
, Н (59)
Напряжения изгиба тихоходного вала
, МПа (60)
Напряжения изгиба быстроходного вала
, МПа (61)
Напряжения изгиба не должны превышать 80 МПа.
Напряжения кручения тихоходного вала под колесом
, МПа (62)
Эквивалентные напряжения тихоходного вала под колесом
, МПа (63)
Эквивалентные напряжения не должны превышать 80 МПа.
РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА НА ЖЕСТКОСТЬ
Максимальный прогиб тихоходного вала в районе зубчатого колеса
, мм (64)
где Е = 2·105 МПа – модуль упругости для стали.
Допускаемый прогиб вала
, мм (65)
где m – модуль зацепления, мм.
Условие жесткости вала
. Выполняется.
РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ
В одноступенчатом зубчатом редукторе с прямозубым зацеплением применяются радиальные однорядные шариковые подшипники легкой серии
Радиальная нагрузка на один подшипник
, Н (66)
Средний диаметр подшипника быстроходного вала
, мм (67)
где Dп 1 – наружный диаметр подшипника, определяется по таблице 4.
|
|
|
Динамическая грузоподъемность подшипника быстроходного вала
, Н (68)
где fc 1 = 59,9 коэффициент геометрии подшипника для радиальных подшипников легкой серии [3],
zп 1 – количество шариков в подшипнике, определяется по таблице 4.
Dw 1 – диаметр шарика, мм, определяется по таблице 4.
Условие прочности подшипника
(69)
Выполняется.
Статическая грузоподъемность подшипника быстроходного вала
, Н (70)
|
|
|
