Расчет редуктора (стр. 6 из 8)

.

Так как

< , то дальнейший расчет будем проводить для шестерни.

Коэффициент

, учитывающий влияние угла наклона зубьев, для косозубых колес:

Коэффициент

, учитывающий перекрытие зубьев, берется равным 1.

Коэффициент нагрузки

принимают по формуле [ф. 5.6]:

,

где

– коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (не учтенную в циклограмме нагружения);

– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса;

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку [т. 4.2]:

= 1.

Динамический коэффициент

определен по таблице 5.1.

Коэффициент

, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, определяется по графику [р. 3.5], в зависимости от коэффициента :

= 1,1.

Коэффициент

, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, берется равным 1.

Таким образом:

.

Тогда:

Сопоставим расчетные и допускаемые напряжения на изгиб:

.

Следовательно, выносливость зубьев при изгибе гарантируется с вероятностью неразрушения более 99 %.

4. Расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

При действии максимальной нагрузки

наибольшее за заданный срок службы контактное напряжение не должно превышать допускаемого [ф. 4.14] :

Напряжение

[ф. 4.15] :

,

где

– коэффициент внешней динамической нагрузки при расчетах на прочность от максимальной нагрузки (см. приложение 4). =1.

Допускаемое контактное напряжение при максимальной нагрузке, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя

, зависит от способа химико-термической обработки зубчатого колеса и от характера изменения твердости по глубине зуба. Для зубчатых колес, подвергнутых улучшению или закалке принимают [ф. 4.16]:

;

где

– предел текучести, для стали 40ХН с улучшением =600 МПа.

454,38 < 1680, зн. условие выполнено.

5. Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Прочность зубьев, необходимая для предотвращения остаточных деформаций, хрупкого излома или образования первичных трещин в поверхностном слое, определяют сопоставлением расчетного (максимального местного) и допускаемого напряжений изгиба в опасном сечении при действии максимальной нагрузки [ф. 5.16] :

.

Расчетное местное напряжение

МПа, определяют по формуле[ф. 5.17] :

.

<

зн. условие выполнено.

Предварительный расчет валов редуктора

У подобранного электродвигателя d_дв = 38 мм.

Ведущий вал

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении

Н/мм²

мм

Необходимо выровнять d_в2 с валом электродвигателя:

Примем

Примем под подшипниками d_п1 = 1,1d_в2 = 1,1*30 = 33 мм, полученное значение округляем до ближайшего значения внутреннего кольца подшипника, поэтому принимаем

Диаметр вала под шестерню определяем по формуле: d_к1 = d_п1 + 5 = 35+ 5 = 40 мм.

зн выполняем вал-шестерню.

У промежуточного вала опасное сечение под шестерней z₃, по нижним допускаемым напряжениям:

Принимаем диаметр под шестерней

Такой же диаметр выполним под зубчатым колесом Под подшипниками Принимаем

зн колесо выполняем со ступицей:

, принимаем d_cт2 = 67 мм.

Принимаем

Принимаем толщину обода

Толщина диска С₂ = 0,3*b₂ = 0,3*44 = 13,2 мм.

Примем С₂ = 14 мм.

зн шестерню устанавливаем на шпонке.

Ведомый вал

Диаметр выходного конца вала d_в определяем при

Н/мм²:

мм.

Примем ближайшее большее значение из стандартного ряда: d_в4 = 48 мм;

Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п4 = d_в4 + 5 = 48 + 5 = 53 мм, полученное значение округляем до ближайшего значения внутреннего кольца подшипника, поэтому принимаем d

= 55 мм.

Под зубчатым колесом d_к4 = d_п4 + 5 = 55 + 5 = 60 мм.

зн колесо выполняем со ступицей:

, принимаем d_cт4 = 95 мм.

Принимаем

Принимаем толщину обода

Толщина диска С₄ = 0,3*b₄ = 0,3*72 = 21,6 мм.

Примем С₄ = 22 мм.

Подбор и расчет подшипников

Предварительный выбор подшипников качения

Ведущий вал