Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

 

Окружная скорость колеса

По таблице 2.5 [1], в зависимости от окружной скорости колеса, принимаем 8-ю степень точности зубчатой передачи.

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубых передач

где n _ст – число соответствующее степени точности, ;

C – коэффициент, С = 0,12 при твердости поверхностей зубьев шестерни и колеса H ₁ и H ₂ > 350 НВ, С = 0,06 при H ₁ и H ₂ 350 НВ или H ₁ > 350 НВ, а H ₂ < 350 НВ.

Тогда

По таблице 2.6 [1] принимаем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, K_Hv = 1,02.

Коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубатых колес, для стальных колес Z_E = 190.

Коэффициент торцового перекрытия для передач без смещения исходного контура

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для косозубых передач

Коэффициент, учитывающий форму сопряжений поверхностей, для косозубых передач, выполненных без смещения исходного контура

Расчетное контактное напряжение в зацеплении

где [σ] _H = 722,7 МПа.

Условие прочности выполняется.

 

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

 

Значение коэффициента K_{F α} распределения нагрузки между зубьями принимают K_{F α} = K_{H α} = 1,18.

Коэффициент концентрации нагрузки при твердости и (вариант т.о. 2)

где – номер схемы (1, 2, 3…7) по рисунку 2.4 [1].

По таблице 2.6 [1] принимаем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, K_Fv = 1,05.

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев, вычисляют по формуле:

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

Приведенное число зубьев:

- косозубой шестерни 1

- косозубого колеса 2

По таблице 2.10 [1] находим значение коэффициента, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений в зависимости от приведенного числа зубьев: для шестерни Y_{FS 1} = 3,91; для колеса Y_{FS 2} = 3,59.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

=

где [σ] _{F 2} = 323,5 МПа.

Условие прочности выполняется.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни

где [σ] _{F 1} = 323,5 МПа.

Условие прочности выполняется.

 

Разработка эскизного проекта

 

Основные размеры валов

 

Предварительные значения диаметров различных участков стальных валов редуктора:

1) для быстроходного (входного) вала:

- диметр выходного конца вала

по ГОСТ 12080–66 (таблица 24.28 [1]) принимаем d = 36 мм;

- диаметр вала на участке под подшипник

где t _цил – высота заплечика при цилиндрическом конце вала, t _цил = 3,5 – см. стр. 46 [1], по ряду нормальных линейных размеров принимаем d _п = 40 мм;

- диаметр буртика под подшипник

где r – координата фаски подшипника, r = 2,5 – см. стр. 46 [1], по условию (d_{f 1} = 43,72 мм) принимаем d _бп = 43,5 мм, учитывая, что между подшипниками и буртиками будут установлены маслоотражательные шайбы.

2) для тихоходного (выходного) вала:

- диметр выходного конца вала

по ГОСТ 12080–66 (таблица 24.28 [1]) принимаем d = 45 мм;

- диаметр вала на участке под подшипник

где t _цил = 3,5 – см. стр. 46 [1], по ряду нормальных линейных размеров принимаем d _п = 50 мм;

- диаметр буртика под подшипник

где r = 2,5 – см. стр. 46 [1], по ряду нормальных линейных размеров принимаем d _бп = 56 мм;

- диаметр вала на участке под колесо 2 принимаем d _к = d _бп = 56 мм.

Для вычерчивания эскизной компоновки предварительно принимаем:

- длину ступицы цилиндрического колеса 2 l _ст = b ₂ = 55 мм;

- длины выходных концов валов 1 и 2 l _м1 = 1,5 d = 1,5 36 = 54 мм, l _м2 = =1,5 d = 1,5 45 = 67,5 мм, принимаем l _м2 = 68 мм;

- длина промежуточного участка быстроходного вала 1 под подшипником l _к1 = 1,4 d _п = 1,4 40 = 56 мм;

- длина промежуточного участка тихоходного вала 2 под подшипником l _к2 = 1,2 d _п = 1,2 50 = 60 мм.

Окончательные размеры l _к1 и l _к2 будут определены при конструировании крышек подшипников, после установки манжетных уплотнений. Участки валов 1 и 2 диаметром d _п должны выступать за внешнюю плоскость крышки подшипника (или головки болта) на величину l = (0,6…0,8) а = (0,6…0,8)10 = =6…8 мм (а – см. п. 3.2).