Отклонение действительного контактного напряжения:
Недогрузка составляет 15%, что находится в пределах допустимых
Проверка контактной прочности зубьев при действии пиковой нагрузки:
где
[
Фактическое значение коэффициента нагрузки при расчете на прочность зубьев при изгибе:
где KFV − коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку.
KFV2 = 1 + 0,045·V2;
KFV2 = 1+0,045·1,69=1,07605.
KFb2 − коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии при расчете на прочность зубьев при изгибе. Значения KFb определим в зависимости от расположения зубчатых колес проектируемой передачи относительно опор, твердости рабочих поверхностей зубьев и относительной ширины ybd колеса.
KFb2 = 1,2.
KFa2 − коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете их на изгибную прочность. Величину KFaпринимаем с учетом назначенной степени точности передачи.
KFa2 = 1
KF2 = 1,07605·1,2·1 = 1,291.
Проверяем усталостную прочность зубьев шестерни и колеса по напряжениям изгиба, сопоставляя местные напряжения изгиба
где
где
b − угол наклона линии зубьев в градусах.
Принимаем
где
Проверка изгибной прочности зубьев шестерни и колеса при действии пиковой нагрузки:
Основные геометрические размеры зубчатой передачи.
Делительные диаметры:
Проверка:
Диаметры вершин зубьев:
Диаметры впадин зубьев:
Усилия, действующие в зацеплении косозубой цилиндрической передачи (составляющие силы нормального давления):
Окружное усилие:
Радиальное усилие:
Осевое усилие:
5. Проектный расчет валов, выбор подшипников и эскизная компоновка редуктора
Вал при работе испытывает сложное нагружение: деформации кручения и изгиба. Однако проектный расчет валов проводится из условия прочности на чистое кручение, а изгиб вала и концентрация напряжений учитываются пониженными допускаемыми напряжениями на кручение, которые выбираются в интервале [t] – 20…25 МПа [4, с. 296].
Наименьший диаметр выходного участка быстроходного вала dВ1, мм, равен [4]:
Наименьший диаметр промежуточного вала dB2, мм, равен:
Наименьший диаметр выходного участка тихоходного вала dB3, мм, равен:
где Т1, Т2, Т3 – номинальные вращающие моменты соответственно на входном (быстроходном), промежуточном и выходном (тихоходном) валах редуктора.
Полученные расчетные значения диаметров выходных участков валов
Окончательно принимаем:
Остальные размеры участков валов назначаем из ряда стандартных диаметров в сторону увеличения, исходя из конструктивных и технологических соображений. Для быстроходного вала:
dy1=dП1³
Диаметр бортика для упора подшипника ds1, мм, вычислим по формуле
ds1³dП1+2•t,
где t-значение высоты перехода [10 таблица 14]
ds1³25+2•2³29
Окончательно выбираем ds1=30 мм.
Величина высоты буртика больше величине радиуса закругления подшипника r, мм, что обеспечивает надежное осевое размещение подшипника на валу;
dfl, da1, d1, – размеры шестерни (пункт 3.1).