2018-02-14
730
Действие пиковых нагрузок оцениваем коэффициентом перегрузки:
Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение 
не должно превышать допускаемое напряжение 
, МПа
,
Где 
=640 Мпа - предел текучести материала колеса.
Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение 
для колеса и шестерни не должно превышать допускаемое напряжение 
.
Общая формула:
Максимальные допускаемые напряжения изгиба вычисляют в зависимости от вида термической обработки и возможной частоты приложения пиковой нагрузки, МПа:
,
где 
- коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки:
- в случае единичных перегрузок.
Принимаем 
для объемной термообработки.
- коэффициент запаса прочности.
Колесо: 
Шестерня: 
Вывод:
Часть 3. Эскизное проектирование
При эскизном проектировании определяем расположение деталей передач, расстояние между ними, ориентировочные диаметры ступеней валов, выбираем типы подшипников и схемы их установки, составляем эскизную компоновку деталей передач.
Рис.3.1 Эскиз зубчатой передачи
Зубчатая передача
Выписываем значения элементов зубчатой передачи:
- межосевое расстояние;
- делительный диаметр для шестерни;
- делительный диаметр для колеса;
, 
- диаметр вершин зубьев колес;
, 
- диаметры впадин зубьев колес;
- ширина зубчатого венца колеса;
- модуль зубчатой передачи.
Рассчитываем остальные параметры:
- ширина зубчатого венца шестерни, мм:
- торцовый зазор между зубьями шестерни и поверхностями боковых стенок корпуса редуктора: принимаем 
= 10мм;
- торцовый зазор между зубьями колеса и внутренними поверхностями боковых стенок корпуса, мм: 
А - радиальный зазор между зубьями колеса и внутренней поверхностью торцовой стенки корпуса: А = 8...15мм.
Уточненный расчет А производим по формуле, мм:
;
где L - расстояние между внешними поверхностями вращающихся деталей, мм:
Полученное значение А округляем в большую сторону до целого числа.
Принимаем А = 9мм.
- длина ступицы зубчатого колеса.
