Проверочный расчёт закрытой цилиндрической передачи.

3.1.Проверка контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев колёс.

Расчётом должна быть проверена справедливость соблюдения следующих неравенств:

- для прямозубых колёс

;

- для косозубых колёс

где - коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям, .

Все геометрические параметры рассчитываемых колёс определены в п.2.4. Для косозубой передачи дополнительно рассчитывают - коэффициент торцового перекрытия зубчатой передачи по формуле [1]:

Здесь также знак " +" относится к передачам внешнего зацепления, а " -" внутреннего зацепления.

Для определения коэффициента внутренней динамической нагрузки K_HV необходимо назначить степень точности передачи в зависимости от окружной скорости в зацеплении

м/с.

Однако практически ошибки нарезания зубьев мог устранить двухпарное зацепление, и при контакте одной пары между зубьями второй пары может быть небольшой зазор, который устраняется под нагрузкой вследствие упругих деформаций зубьев. Это учитывают коэффициентом К_Нa.

Если в результате проверки выявится существенная недогрузка (свыше 10 %) передачи, то с целью более полного использования возможностей материалов зубчатых колёс возможна корректировка рабочей ширины зубчатого венца по соотношению .

Уточнённое значение рабочей ширины венца рекомендуется округлить до нормального линейного размера.

К_Нa =1, 13, и назначим K_HV =1, 05

Рассчитаем контактные напряжения для первой ступени:

Недогрузка состовляет 8, 8 %.

Проверочный расчёт второй ступени:

Назначим K_HV =1, 05

Рассчитаем контактные напряжения для второй ступени

Перегрузка состовляет 0, 8%.

3.2. Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба.

Расчёт выполняют отдельно для шестерни и для зубчатого колеса передачи после уточнения нагрузок на зубчатые колёса и их геометрических параметров.

Проверяют справедливость соотношения расчётных напряжений изгиба и допускаемых напряжений :

-для прямозубых колёс

-длякосозубых колёс

где - коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба, . Здесь -коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии на зубе к основанию зуба, , где β подставляют в градусах. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между одновременно зацепляющимися зубьями . Окружное усилие в зацеплении колёс рассчитывают по формуле:

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине линии контакта определяют по графикам, аналогично рассмотренному выше определению значения коэффициента .

Коэффициент формы зуба для прямозубых колёс назначают в зависимости от фактического числа зубьев для прямозубых колёс и от числа зубьев эквивалентных колёс - для косозубых колес.

Если при проверочном расчёте рабочие напряжения изгиба в зубьях колёс оказываются значительно меньшей величины, чем допускаемые напряжения , то для закрытых передач это вполне допустимо, так как нагрузочная способность таких передач ограничивается, как правило, контактной выносливостью зубьев.

Проверим на прочность зубьев по напряжениям изгиба шестерни обоих ступеней, для этого рассчитаем окружные силы:

- для быстроходной ступени;

- для тихоходной ступени;

По аналогии с расчётом на контактную прочность выберем коэффициенты:

-коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине линии контакта

-коэффициент формы зуба :

· для косозубой передачи

· для прямозубой передачи

- коэффициент внутренней динамической нагрузки K_FV

· для косозубой передачи

· для прямозубой передачи

Рассчитаем напряжения по изгибу:

Для первой ступени (прямозубая передача):

Для второй ступени (прямозубая передача):

Условие прочности выполняется.

4. Разработка эскизного проекта.

Первым этапом конструирования редуктора является разработка эскизного проекта. При эскизном проектировании определяем расположение деталей передач, расстояния между ними, ориентировочные диаметры валов ступеней, выбираем типы подшипников и схемы их установки.

4.1. Определение диаметров валов.

Предварительные значения диаметров различных участков стальных валов редуктора определяем по формулам:

- для быстроходного вала:

Округляем значение до стандартного:

Высоту заплечика, координату фаски подшипника выбираем в зависимости от диаметра .

Округляем до стандартных значений:

- для промежуточного вала:

Округляем значение до стандартного:

Размер фаски , координату фаски подшипника выбираем в зависимости от диаметра .

Округляем до стандартных значений:

- для тихоходного вала:

Округляем значение до стандартного:

Высоту заплечика, координату фаски подшипника выбираем в зависимости от диаметра .

Округляем до стандартных значений:

4.2. Расстояния между деталями.

Чтобы поверхности вращающих колес не задевали за внутренние поверхности корпуса между ними оставляют зазор , мм

,

где – расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес примем:

Расстояние между торцевыми поверхностями колес примем:

4.3. Расчет валов на прочность.

Основными нагрузками на вал являются силы от передач. Силы на валы передают через насажанные на них детали.

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

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

Выберем материал для вала сталь 35ХМ.

Выполним расчет вала (промежуточного) на статическую прочность и на сопротивление усталости.

Перед основными расчетами выполним следующее: по чертежу сборной единицы вала составим расчетную схему, на которую нанесем все внешние силы, нагружающие вал; затем определим реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях, в этих же плоскостях построим эпюры изгибающих моментов и , отдельно эпюру крутящего момента ; предварительно установим опасные сечения; проверим прочность вала в опасных сечениях.

Для начала найдём силы, действующие на колёса:

-окружные силы:

, ;

-радиальные силы:

,

В расчетной схеме длина от опоры А до опоры В равна:

Из рисунка параметры

Определяем реакции в опорах А и В в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Вертикальная плоскость:

Горизонтальная плоскость:

Построим эпюры изгибающих моментов и , крутящего момента :

Получили опасное сечение С, в котором действуют суммарный изгибающий момент и крутящий момент T =505, 6 Н·м

Определяют амплитуду симметричного цикла нормальных напряжений при изгибе вала в опасных сечениях: и амплитуду отнулевого цикла касательных напряжений при кручении вала ,

W _x и W _р – моменты сопротивления изгибу и кручению опасного сечения вала, мм³.

для промежуточного вала

W _x=16637, 5 мм³ , W р=33275 мм³, тогда

и