Определяем точность найденных диаметров по межосевому расстоянию

 

                                                                                   (4.10)

 

мм

Таким образом, найденные диаметры определены, верно.

Определяем силы в зацеплении:

Окружная сила направлена по касательной в точки касания колеса и шестерни.

 

(4.11)

 

где Т₂ - вращающий момент на 2 промежуточном валу, Н·м;

d₂ – делительный диаметр шестерни, мм.

 Н

Радиальная сила направлена к центру окружности и определяется по формуле (с.19 [2]) :

                           (4.12)

 

где α – между геометрической суммой радиальной и осевой силами,

β- угол наклона зубьев, tg β=0,364.

 Н

Проверяем зубья колес по напряжениям изгиба. Должно выполняться неравенство

 

 

Для колеса

(4.13)

 

 

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. (с.15 [2]), =1;

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (с.16 [2]), =1,4;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (с.16 [2]),

=1,25;

- коэффициент, учитывающий наклон зуба,

 

= ;

 

- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), =3,61.

 Мпа

Для шестерни

 

(4.14)

 

 

где    - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), =3,61;

- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), =3,88;

- напряжение изгиба на колесе, Мпа.

 Мпа

Так как [σ]_F1=547,83 МПа, [σ]_F2=495,65 МПа и σ_F1=233,67 МПа, σ_F2=217,41 МПа , то колеса прошли проверку по напряжениям на изгиб.

Проверяем зубья колес по контактным напряжениям .

 

 

где , , -коэффициенты учитывающие распределение нагрузки между зубьями, неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии, дополнительные динамические нагрузки, так как редуктор рассчитан на долгий срок службы, то =1, =1, =1 .

=491,28 МПа

Определяем, как нагружены колеса:

%=0,88%

Колеса недогружены на 0,88%.

 

Вывод

 

При определении погрешности передаточного числа, получили Δi= 1,5% , что позволяет сделать вывод- передаточное число выбрано, верно.

Так как[σ]_F1=547,83 МПа, [σ]_F2=495,65 МПа и σ_F1=233,67 МПа, σ_F2=217,41 МПа то колеса прошли проверку по напряжениям на изгиб.

В результате расчетов определили, что 0,88% недогрузки. Это величина не превышает допустимого значения (5 % перегрузки и 10 % недогрузки), следовательно, колеса прошли проверку по контактным напряжениям.

В результате проверочного расчета убедились, что полусумма делительных диаметров равна межосевому расстоянию.

 

 

Ориентировочный расчет валов

 

Задачи

 

Определить основные размеры валов редуктора предварительно.

 

Расчетные схемы

 

Рисунок 5.1 – Схемы для расчета a) быстроходного вала; b) 1 промежуточного вала; c)2 промежуточного вала; d) тихоходного вала.

 

Данные

 

Крутящий момент быстроходного вала – 22,8 Н·м

Крутящий момент 1 промежуточного вала –54,2 Н·м

Крутящий момент 2 промежуточного вала – 220,1 Н·м

Крутящий момент тихоходного вала – 697,4 Н·м

 

Условия расчета

 

Расчет валов ведем по заниженным допускаемым напряжениям на чистое кручение.