Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба (см. формулу 3.25 [1]):
где 
– коэффициент нагрузки; 
– окружная сила; 
– коэффициент, учитывающий форму зуба; 
– коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми; 
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
Коэффициент нагрузки (см. стр. 42 [1]):
где 
– коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (коэффициент концентрации нагрузки); 
– коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности).
По табл. 3.7 [1] при 
,25 симметричном расположении колес относительно опор и твердости 
.
По табл. 3.8 [1] для 8-й степени точности, скорости 
и твердости 
.
Таким образом, 
.
Коэффициент, учитывающий форму зуба, выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев 
и 
, вычисляемых по формуле:
При этом по ГОСТ 21354-75 
и 
(см. стр. 42 [1]).
Допускаемые напряжения при изгибе (см. формулу 3.24 [1]):
| Изм. |
| Лист |
| № докум. |
| Подпись |
| Дата |
| Лист |
| 12 |
| 1.008.00.00 ПЗ |
– предел выносливости, соответствующий базовому числу циклов; 
– коэффициент безопасности.
Здесь по табл. 3.9 [1] для стали 45 при улучшении предел выносливости при отнулевом цикле изгиба 
.
Коэффициент безопасности 
; по табл. 3.9 [1]
; для поковок и штамповок 
.
Для шестерни:
Для колеса:
Находим отношениям 
:
Дальнейший расчет ведем для колеса, так как для него найдено отношение меньше.
Коэффициент введен для компенсации погрешности, возникающей из-за применения той же расчетной схемы зуба, что и в случае прямых зубьев. Этот коэффициент определяют (см. формулу 3.25 и пояснение к ней [1]):
где 
- угол наклона делительной линии зуба.
Коэффициент учитывает распределение нагрузки между зубьями. По формуле, приведенной в ГОСТ 21354-75,
где 
– коэффициент торцевого перекрытия и 
– степень точности зубчатых колес (см. формулу 3.25 и пояснение к ней [1]).
Причем среднее значение 
; выше была принята 8-я степень точности. Тогда
Проверяем зуб колеса (см. формулу 3.25 [1] ):
Таким
| Изм. |
| Лист |
| № докум. |
| Подпись |
| Дата |
| Лист |
| 13 |
| 1.008.00.00 ПЗ |
Условие 
выполнено.
Предварительный (ПРОЕКТНЫЙ ) расчет валов редуктора
Проек
| Изм. |
| Лист |
| № докум. |
| Подпись |
| Дата |
| Лист |
| 14 |
| 1.008.00.00 ПЗ |
где 
– крутящий момент; 
– допускаемое напряжение при кручение; для валов из сталей 45 принимают пониженное значение 
. Полученный результат (диаметр вала) округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда.
Ведущий вал
Ведущий вал редуктора соединяем с ведомым валом клиноременной передачи муфтой упругой втулочно-пальцевой (МУВП).
Тогда минимальный диаметр ведущего вала будет равен 45 мм, а диаметры под подшипники равны 50 мм.
Шестерню выполним за одно целое с валом.
Ведомый вал
Принимаем стандартное значение (стр. 162 [1]): 
Диаметр вала под подшипник: 
Диаметр вала под колесом: 
4. Конструктивные разме
| Изм. |
| Лист |
| № докум. |
| Подпись |
| Дата |
| Лист |
| 15 |
| 1.008.00.00 ПЗ |
Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры определены:
Колесо штампованное, оно по форме соответствует готовым деталям и не требует механической обработки нерабочих поверхностей (см. стр.230 [1]): 
Определение размеров колеса (см. стр. 233[1] ).
Диаметр впадин колеса:
Толщина обода:
Принимаем 
Внутренний диаметр обода:
Диаметр ступицы:
Принимаем 
Длина ступицы:
Принимаем 
Диаметр центровой окружности:
мм.
Диметр отверстий:
В колесе делаем 4 отверстия.
Толщина диска:
Принимаем 
Фаска:
Дата: 2019-02-25, просмотров: 366.
