Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса определим по формуле

;

в зубьях шестерни по формуле

.

Степень точности передач принимаем по таблице 2.5 [1] в зависимости от окружной скорости колеса (м/с)

;

Вычисляем окружные скорости колес

;

.

По таблице 2.5 [1] принимаем 9-ю степень точности для всех колес.

Для косозубых колес при выбранной степени точности коэффициент .

Коэффициент концентрации нагрузки принимаем для прирабатывающихся колес по формуле

,

где - начальный коэффициент концентрации нагрузки;

- коэффициент режима.

По таблице 2.6 [1] в зависимости от принимаем

; ;

; .

Вычисляем коэффициенты концентрации нагрузки

;

.

Коэффициент динамической нагрузки принимаем по таблице 2.7 [1]

.

Коэффициент вычисляют по формуле

.

Вычисляем коэффициенты

;

.

Коэффициенты формы зуба принимаем по таблице 2.8 [1]

; ;

; .

- эквивалентная окружная сила.

Вычисляем эквивалентную окружную силу

;

.

Вычисляем напряжения изгиба действующие в передачах

для колес

для шестерен

;

.

Все условия

выполняются.

Проверим зубья колес на статическую прочность по кратковременно действующим пиковым моментам

Значение берем из таблицы 2.2 [1]

- при т.о. колеса улучшение;

- при сквозной закалке зубьев ТВЧ.

Получаем

для

;

для и

;

для

.

Вычисляем напряжения изгиба при кратковременно действующих пиковых моментах

;

;

;

.

Все условия

выполняются.

3.14 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор , который определяют по формуле

,

где - наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм.

Вычисляем зазор

.

Толщину стенки , отвечающую требованиям технологии литья и необходимой жесткости корпуса редуктора, рекомендуется определять по формуле

,

где - вращающий момент на тихоходном валу, .

Вычисляем толщину стенки

принимаем .

Радиусы для сопряжения стенок корпуса редуктора определим по соотношению

;

где - радиус внутреннего сопряжения, а - наружного.

Вычисляем радиусы и

; .

5 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЁМНОСТИ

Радиальная реакция подшипника считается приложенной к оси вала в точке пересечения с ней нормалей, проведенных через середины контактных площадок. Для роликовых конических подшипников расстояние «а» между этой точкой и торцом подшипника определяется по формуле:

,

где - монтажная высота кольца;

- диаметр внутреннего кольца подшипника;

- диаметр наружного кольца подшипника;

- коэффициент осевого нагружения.

Вычисляем расстояние «а»

.

С учетом монтажной высоты кольца и расстояния «а» построим расчетную схему для определения радиальных сил действующих на подшипники (рис. 3).

Рис. 3. Схема к определению реакций опор

Приведем плоскости действия известных сил к двум взаимно перпендикулярным плоскостям. Реакции опор определим из условия равновесия всех сил относительно каждой опоры.

Плоскость X-X

;

, откуда реакция равна

.

;

, откуда реакция равна

.

Плоскость Y-Y

;

, откуда реакция равна

.

;

, откуда реакция равна

.

Результирующие радиальные силы, максимально длительно действующие на подшипники, вычислим по формуле

,

где и - соответственно горизонтальная и вертикальная составляющие радиальной силы.

;

.

5.2 Определение осевых нагрузок

При расчете примем, что насаженные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины.

Под действием постоянных по величине и направлению сил во вращающихся валах возникают напряжения, изменяющиеся по симметричному циклу.

Построим расчетную схему для II вала: нанесем на неё все внешние силы нагружающие вал (рис. 5).

Расчет произведем в форме проверки коэффициента запаса прочности. Для каждого из установленных предположительно опасных сечений определим расчетный коэффициент запаса прочности «S» и сравним его с допускаемым значением [S], которое обычно принимают [S]=1,3…2.

,

где и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям:

- для напряжений изменяющихся по симметричному циклу.

Здесь и - амплитуды напряжений цикла;

- среднее напряжение цикла.

; .

Напряжение в опасных сечениях определим по формулам

; ,

где - результирующий изгибающий момент;

- крутящий момент;

и - осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала.

Рис. 5. Расчетная схема II вала

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

;

где и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения;

и - коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала.

Значения и находят по зависимостям:

;

,

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

- коэффициент влияния шероховатости;

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала

,

где - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

По эпюрам эквивалентного момента (рис. 5) видно, что самым опасным сечением является сечение 1-1.

Материал вала выберем сталь 45 со следующими характеристиками: HB 270, ; ; ; ; ; .

Осевой и полярный моменты сопротивления сечения 1_1

;

.

где - диаметр сечения равный 40 мм.

Вычисляем моменты сопротивления

;

.

Вычисляем напряжения в опасном сечении

;

,

По таблицам 10.3…10.6 [1] находим значения следующих коэффициентов

; ; при ; .

; при .

- без упрочнения.

Вычисляем коэффициенты концентрации напряжений

при

;

при

.

Вычисляем коэффициент влияния асимметрии цикла

.

Вычисляем пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

;

.

Вычисляем коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям

;

.

Вычисляем коэффициент запаса прочности

.

Запас прочности обеспечен достаточный так как

.

7 ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ