Определяем делительные диаметры колёс по формуле
; (28)
. (29)
Проверка: . Проверка выполняется.
Диаметры вершин зубьев:
; (30)
. (31)
Ширина колеса:
; (32)
Ширина шестерни:
. (33)
Проверочный расчет на контактную прочность
Контактные напряжения равны
(34)
Полученное значение меньше значения [sH ]=425,5, то есть условие проверки по прочности выполнено.
Рассчитываем силы, действующие в зацеплении: окружную, радиальную и осевую.
Окружная сила:
. (35)
Радиальная сила:
.(36)
Осевая сила:
.(37)
Определение допускаемых изгибных напряжений зубьев
Допускаемое напряжение изгиба равно
,(38)
где - предел изгибной выносливости материала, = 1,8НВ;
[SF] - коэффициент безопасности, [SF] = 1,75.
Для каждого колеса определим напряжение
МПа.
МПа.
для шестерни МПа;
для колеса МПа.
Определяем коэффициент формы зубьев в зависимости от числа зубьев
тогда
тогда
Для шестерни - .
Для колеса - .
Дальнейший расчет выполняем для того, у которого отношение меньше, то есть для колеса.
|
|
Проверочный расчет зубьев на изгибную прочность
Определяем прочность зубьев на изгибную выносливость по формуле
, (39)
где Ft - окружная сила, Ft = 944 Н;
KF - коэффициент, учитывающий характер нагрузки [4, с. 295],
KF = 1,75;
YF - коэффициент формы зубьев [4, с. 42], YF = 3,6;
В качестве b берется ширина того из колёс, для которого отношение меньше.
. Условие прочности выполнено.
Предварительный расчет валов редуктора
Выполняется без учета деформации изгиба по направлениям кручения.
Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении на кручение [τk] = 25 МПа по формуле
. (40)
Округляем полученное значение до значения равного 0,8dдв и получаем
d Bl 22 мм.
Диаметр вала под подшипниками определяется по формуле . Принимаем по стандартному ряду 30 мм.
Ведомый вал: [τk] = 20
. (41)
По стандартному ряду принимаем диаметр под подшипниками 30 мм.
Определяем диаметр ведомого вала под колесом: . Тогда выбираем стандартное значение 35 мм.