Конструирование деталей передачи, валов, подшипниковых узлов, шпоночных соединений цилиндрической зубчатой передачи, страница 4

что допустимо, следовательно, условие прочности выполняется.

2. Определим расчётное контактное напряжение из условия обеспечения выносливости зубьев при изгибе:

где  - коэффициент динамичности при изгибе, ,  - коэффициент формы зуба, ,  - коэффициент наклона линии зуба, для прямозубой передачи . Остальные значения берём из выше рассчитанных параметров.

,

что также допустимо.

K_F-табл.4.4,стр.137.

Y_F-табл.4.12,стр.143.

Ориентировочный расчёт валов.

            Диаметр выступающего (консольного) конца вала определяем из расчёта на кручение при пониженных допустимых напряжениях, принимая :

По тому же ГОСТу принимаем значение .

            Диаметры валов под манжетой увеличивают на 5 мм, под шариковыми подшипниками – на 10 мм, а под зубчатым колесом – на 15 мм. Окончательно, диаметры участков валов примем после расчёта валов на прочность, подборки подшипников качения, проверки их на долговечность и расчёта опасных сечений вала на усталостную выносливость.

Расчёт ведомого вала.

Дано: Находим усилие в муфте: , Горизонтальная ось z: Вертикальная ось y: Находим суммарные значения сил: Общий крутящий момент  будет равен крутящему моменту .

Расчёт подшипников качения на долговечность для выходного вала.

Срок службы подшипника качения рассчитываем по формуле:

Эквивалентная нагрузка  - определяется по формуле: , где  - температурный коэффициент, ,  - коэффициент безопасности, .

Расчёт роликовых подшипников на долговечность , принимая для них 10/3.

Тогда при e=1.5tga (Чернявский табл.7.3 стр.119.

Принимаем роликовые конические однородные подшипники №720

,

что больше допустимого ресурса работы, . Следовательно, базовый расчёт подшипника обеспечивает ресурс работы редуктора.