Проверочный расчёт зубьев колёс на контактную прочность

После определения геометрических размеров рабочие поверхности зубьев необходимо проверить на контактную прочность. Для этого определяем рабочие контактные напряжения s_Н и сравниваем с допускаемыми s_НР. Должно выполняться условие:

 

,

,                           

где s_Н – рабочее контактное напряжение, МПа;

 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий после приработки,

,

где  - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы передачи (из табл. 4.3 =1,17);

  – коэффициент, учитывающий приработку зубьев (из табл. 4.4 =0,38).

 

Условие прочности выполняется т.к:

 

 

Проверочный расчет зубьев колес по напряжениям изгиба

По таблице 4.5 определяем значение коэффициента формы зуба:

 

Напряжения изгиба в зубьях шестерни, МПа,

;                        

где  коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни и концентрацию напряжений (из табл. 4.5 =3,97);

     коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца;

     коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса (из табл. 4.6 =1,3);

     допускаемое напряжение изгиба, МПа,

                                           ,                                 

где  предел выносливости при отнулевом цикле напряжений;

Y_N1 – коэффициент долговечности,

                               при условии                           

где  число циклов, соответствующее пределу кривой
усталости;

    N_k1 – суммарное число циклов напряжений, миллионов циклов,

,

    N_k1 ³ N_FG   принимаем Y_N1 = 1;

    Y_R = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;

    Y_R = 1,2 – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности (при нормализации и улучшении);

    S_F = 1,7 – коэффициент запаса прочности.

Напряжения изгиба в зубьях колеса, МПа,

                                              ,                   

где Y_FS2 – коэффициент, учитывающий форму зуба колеса и концентрацию напряжений (из табл. 4.5 Y_FS2=3,59);

                                          ,                                

где                           ;

                               при условии                           

где .

,следовательно принимаем =1

 

 

 

Условие прочности выполняется т.к:

Для шестерни      -     

и

Для колеса           -     

 

Ориентировочный расчет и конструирование валов

 

Входной вал

 

Диаметр концевого участка вала (рис. 4.3), мм,

 

                                                                                                

где Т₁ – вращающий момент на валу (см. подразд. 2.4), Н×мм;

[t_k] = (20 – 25) МПа – допускаемое напряжение кручения для среднеуглеродистых сталей 35, 40, 45.

[t_k] = 25 МПа

Диаметр d₁ округляем до стандартного (прил., табл. П. 4; [1,
табл. 24.30]):

d₁ = 32 мм

Диаметр вала под уплотнение, мм,

                                                                                                

 

где t – высота буртика (прил., табл. П. 5; [1, с. 25]).

t = 2,5мм;

Диаметр d_упл согласовываем с диаметром уплотнения (прил., табл. П. 6;
[1, табл. 24.29]).

d_упл = 36 мм ;

Диаметр вала под резьбу

.                                           

Диаметр резьбы принимаем из прил., табл. П. 7; [1, табл. 24.26]. Размеры
канавки под язычок стопорной шайбы приведены в прил., табл. П. 8; [1,
табл. 24.26] (рис. 4.3).

М39*1,5

                         

Диаметр вала d_п в месте посадки подшипника (рис. 4.4) может быть равен диаметру резьбы или несколько больше его, но кратен пяти:

=40 мм.

Диаметр вала

.

Полученное значение d₀ округляем до стандартного (прил., табл. П. 9).

d₀ =32 мм

Диаметр буртика для упора подшипника со стороны конической
шестерни

где r – координата фаски подшипника (прил. табл. П. 5; [1, с. 25]).

r =2,5 мм;

.

Значение d_б.п округляем до стандартного (прил., табл. П. 9; [1,
табл. 24.1]).

.

Для удержания шкива на валу с помощью гайки имеется участок с резьбой диаметром d_р.ш, для которого должно выполняться условие: .
Значение d_р.ш принимаем из прил., табл. П. 10; [1, табл. 24.26].

.

 

Выходной вал

 

Диаметр концевого участка вала (рис. 4.5)

                                                                                               

где Т₂ – вращающий момент на валу (см. подразд. 2.4), Н×мм;

    [t_k] = (20 – 25) МПа.

[t_k] = 25 МПа.

Значение d₂ округляем до стандартного (прил., табл. П. 4; [1,
табл. 24.30]).

Диаметр вала под уплотнение:

где t – высота буртика (прил., табл. П. 5; [1, с. 25]).

t =2,5 мм;

Диаметр d_упл согласовываем с диаметром уплотнения и принимаем из прил., табл. П. 6; [1, табл. 24.29].

56 мм

Диаметр вала d_п в месте посадки подшипника может быть равен диаметру вала под уплотнением или больше его, но кратен пяти:

Диаметр разделительного кольца со стороны подшипника:

                                                   ,                                           

где r – координата фаски подшипника (прил., табл. П. 5; [1, с. 25]).

= 3 мм;

Диаметр вала под колесом:

                                                    d_б.п ³ d_к > d_п.                                            

 

Значение d_к принимаем из прил., табл. П.9; [1, табл. 24.1].

d_к =65 мм

Диаметр разделительного кольца со стороны колеса:

 

                                                  ,                                           

 

где f – размер фаски (прил., табл. П. 5; [1, с. 25]).

f = 2 мм;  

.         

Значения d_б.п и d_б.к округляем до стандартных (прил., табл. П. 9;
[1, табл. 24.1]).

d_б.п  = 70 мм ;

d_б.к  = 71 мм.

 

 

⇐ Предыдущая12345Следующая ⇒

Поделиться: