Расчёт зубьев на выносливость при изгибе

 

Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба проводится по выражению 4.22 с учётом того, что окружная сила, действующая в зацеплении, равна

                       ,                                                              (4.35)

Н;

Определим коэффициент нагрузки : пользуясь таблицами 3.7 и 3.8 из [1, стр. 35-36], находим = 1,115 и = 1,1;

.

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям  выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни ;      ;

для колеса ;         .

Допускаемое напряжение вычисляем по формуле 4.25:

                       .                                                     

По таблице 3.9 из [1, стр. 37] для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба

 = 1,8 НВ;

для шестерни  Н/мм²;

для колеса  Н/мм².

Коэффициент запаса прочности . По таблице 3.9 =1,75; =1.

Допускаемые напряжения и отношения :

для шестерни  Н/мм²;             Н/мм²;

для колеса  Н/мм²;        Н/мм².

Найденное отношение меньше для колеса, следовательно, дальнейшую проверку мы будем проводить для зубьев колеса.

Определим коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми, используя выражение 4.26:

.

 = 0,75.

Проверяем зуб колеса по формуле 4.22:

 Н/мм²,

что значительно меньше  Н/мм².

 

Предварительный расчёт и конструирование валов

Условие прочности валов:

                       ,                                                              (5.1)

              где  - допустимое напряжение =15...30 Мпа (Н/мм²).

                       ,                                                               (5.2)

                       ,                                                              (5.3)

              где d – диаметр вала, мм;

                       Т – крутящий момент на валу, .

 

 

Расчёт и проектирование второго вала привода

 

                       ,                                                           (5.4)

              где d_II – диаметр выходного участка вала, который соединяется с валом двигателя;

 мм.

Полученное численное значение мы округлили до ближайшего большего целого числа, оканивающегося, по условию, на 0; 2; 5; 8.

Для обеспечения передачи крутящего момента с вала I на вал II стандартной муфтой, необходимо выполнсить условие:

                       мм,                                                 (5.5)

              где  - возможные диаметры вала редуктора, соизмеримые с диаметром вала двигателя;

                        - диаметр вала выбранного электродвигателя;

мм.

Учитывая, что прочность вала должна быть обеспечена ( ), принимаем d_II = 30 мм.

Вычислим диаметр вала под подшипником:

                        мм,                                                             (5.6)

 мм.

Полученную величину следует округлить до большего значения, заканчивающегося на 0 или 5.

                        мм,                                                 (5.7)

              где  - диаметр буртика;

 мм.

Принимаем  мм.

 

 

Расчёт и проектирование третьего вала

 

Диаметр выходного участка вала находим по формуле 5.3:

 мм;

Принимаем d_III = 34 мм;

                       ,                                                                   (5.8)

поэтому принимаем  = 35 мм.

                        мм,                                                   (5.9)

              где  - диаметр вала под колесом.

 мм,

принимаем  = 38 мм.

                        мм;                                                 (5.10)

 мм,

принимаем  = 42 мм.

 

 

Расчёт и проектирование четвёртого вала привода

 

Диаметр выходного участка вала находим по формуле 5.3:

 мм;

учитывая, что , принимаем  = 55 мм.

 мм,

принимаем  мм.

 мм,

принимаем  мм.

,

принимаем  мм.