 |
Геометрический расчёт цилиндрической передачи
|
|
|
|
Основные геометрические параметры шестерни и колеса определяем с точностью до сотых долей миллиметра.
Делительные диаметры колес, мм:
(29)
 |
Проведём проверку расчёта и убедимся, что
(30)
равно принятому значению. В формуле (30) 
– делительный диаметр шестерни, мм, а 
– делительный диаметр колеса, мм.
– верно.
Диаметр вершин зубьев, мм:
(31)
Диаметр впадин, мм:
(32)
 |
Определение рабочих контактных напряжений и напряжений изгиба
Рабочее контактное напряжение 
, МПа:
(33)
Допускается 
не более 10-15 % (недогрузка передачи) и 
не более 3-5 % (перегрузка).
МПа 
МПа.
Силы, действующие в зацеплении:
- окружная сила 
, определяется по формуле (19);
- радиальное усилие 
, Н:
(34)
Где 
- угол зацепления по ГОСТ 13755;
- осевая сила Fа, Н:
(35)
 |
Рабочие напряжения изгиба 
, МПа:
, (36)
где 
– коэффициент нагрузки.
, (37)
где 
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для прямозубых колёс 
; 
– коэффициент, учитывающий концентрацию напряжений по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев колёс 
; 
– коэффициент динамичности, берём из [1, табл. 3,8, с. 43], 
; 
– коэффициенты формы зуба, принимаемый [1, с. 42] в зависимости от эквивалентного числа зубьев 
, найдем методом интерполяции:
;
;
– коэффициент наклона зуба, определяется оп формуле:
(38)
 |
Напряжения изгиба определяем отдельно для шестерни и колеса. Рабочее напряжение изгиба не должно превышать допускаемых больше, чем на 5%.
 | ||||
 | ||||
 |
Проектный расчет валов.
Эскизная компоновка редуктора
|
|
|
Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию – совместное действие кручения, изгиба и растяжения. Поскольку напряжения растяжения в валах невелики в сравнении с напряжениями кручения и изгиба, то их обычно не учитывают.
Расчет этапов производится в три этапа:
– 1-й – проектный (ориентировочный) расчет валов на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям;
– 2-й – проверочный (приближенный) расчет валов на прочность по напряжениям изгиба и кручения.
Ориентировочный расчет валов
Проектирование вала начинаем с ориентировочного определения диаметра выходного его конца из расчёта на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учёта влияния изгиба:
, (39)
где 
– диаметр вала, мм; 
вращающий момент, Н-м; 
– пониженное допускаемое напряжение, МПа. Для валов из стали 40 принимаем: 
– для быстроходного и тихоходного валов. Полученное значение округлим до ближайшего значения.
1. Диаметр вала под хвостовик:
 |
2. Диаметр вала под подшипник принимаем кратное 5мм:
 |
3. Диаметр вала под ступичную часть:
 |
Эскизная компоновка редуктора
Компоновка редуктора позволяет приближённо установить положение его деталей, необходимое для определения расстояний между линиями действия сил и опорных реакций.
При компоновке редуктора принимаем следующие зазоры:
- расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности шестерни 
, где 
– толщина стенки корпуса, мм; принимаем 
мм, 
мм;
- расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности подшипника качения 
мм.
- расстояние от боковых поверхностей полумуфт, вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора 
мм.
|
|
|
Предварительно назначим подшипники лёгкой серии, габариты которых выберем по диаметру вала в месте посадки и вычертим контуры подшипников по размерам, в соответствии со схемой их установки.
Габариты подшипников:
№ r, мм D, мм В, мм С, кН Cо, кН
308 2,5 90 23 41,0 22,4
312 3,5 130 31 81,9 48,0
|
|
|
