2.4.2. Проверка изгибной прочности зубьев

Условия изгибной прочности передачи имеют вид _Fj_FPj.

Напряжение изгиба в зубьях шестерни

,

где Y_Fjкоэффициенты формы зуба;

K_F - коэффициент нагрузки при изгибе;

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

Y_коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность

Y_Fj=3.47 ++ 0.092,

где Z_Vj- эквивалентное число зубьев, для прямозубых передачZ_Vj =Z_j, для не прямозубых передачZ_Vj =.

Z_V1==31.9

Z_V2==129

Y_F1 = 3.47 +=3.871,

Y_F2 = 3.47 +=3.569,

Y_= 1 -

Коэффициент торцевого перекрытия

ε_α=[1.88-3.2()] cos β=1.727

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

Y _ε ===0.579

Коэффициент нагрузки при изгибе

K_F =K_Fα K_Fβ K_FV

Для определения составляющих коэффициентов используем следующие зависимости:

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

K_Fα =1.45

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_Fβ = 0.18 + 0.82K=0.18 + 0.82 1.04=1.034

Динамический коэффициент при НВ₂ < 350

K_FV= 1+ 1.5(K_HV – 1)= 1 + 1.5 ( 1.17 – 1) = 1.06

K_F =K_Fα K_Fβ K_FV=1.589

Тогда

= 360.1 МПа

Напряжение изгиба в зубьях колеса

= 357.4 МПа

Недогрузка не регламентируется.

Условия изгибной прочности передачи выполняются, поскольку _F1_FP1и _F2_FP2.

Силы в зацеплении

Окружная сила F_t = = 15.839 кН

Радиальная сила F_r = F_t =0.289= 5.875 кН

Осевая сила в косозубых передачах F_а = F_t tg =3.11 кН

3. Расчет и проектирование валов

3.1.Ориентировочный расчет вала

Тихоходный вал

1- хвостовик

2- уплотнение

3- участок в опоре

4- участок для установки детали

5- бортик, ориентирующий осевое положение зубчатого колеса

Предварительный расчет исходит из предположения, что хвостовик вала подвергается действию только крутящего момента.

Рис.1 Конструкция тихоходного вала

Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [_k]=15 МПа. Для вала из стали 45. Ориентировочно определим диаметр вала, мм

d=== 90 мм

где Т– крутящий момент в опасном сечении вала,T= 1922.51 Нм.

Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда на с.86[1]: d=90 мм.

Длина хвостовика выбирается из диапазона l=(1.5…2)d=(48…64) и также округляют по ряду нас.86[1], примем

l= 90 мм.

Участок вала с номером 1 предназначен для шпоночного соединения:

d= 95 мм.

Участок вала с номером 2 предназначен для взаимодействия с уплотнением:

d= 100мм.

Участок с номером 3 и 7 предназначен для установки подшипника:

d= 105мм.

Участок с номером 4 предназначен для установки зубчатого колеса:

d= 110мм.

Участки 5 являются буртиками для осевой фиксации соответственно зубчатого колеса и подшипника:

d= 120мм,

B– ширина подшипника тихоходного вала;

d- диаметр заплечика подшипника, определяется по диаметруdиз табл.5 [2].

Выберем пару подшипников для ,тихоходного вала средней серии,

обозначение – 217; В = 28 мм ; d= 85 мм,D= 150 мм (D– наружный диаметр).

D

d_п

Рис.2 Конструкция подшипника

Размеры участков тихоходного вала

№ участка	Диаметр, мм	Длина, мм
1	95	50
2	100	50
3	105	50
4	110	52
5	120	12

Быстроходный вал

5

4

3 7

1

2 6

Рис.3 Конструкция быстроходного вала

Быстроходный вал имеет также ступенчатую форму и состоит из семи участков. Передаточное число зубчатой передачи и=4, поэтому быстроходный вал выполняют в виде вал – шестерни.

Диаметр хвостовика вала ориентировочно определяют из расчета вала на кручение по пониженным допускаемым напряжениям

[_k]=15 МП

d===55,04 мм,

где Т– крутящий момент в опасном сечении вала,T= 500.394 Нм.

Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда на с.86[1]: d= 56мм.

Выберем пару подшипников для быстроходного вала легкой серии,

обозначение – 312; В =31 мм; d= 60 мм,D= 130 мм (D– наружный диаметр).

Размеры участков быстроходного вала

№ участка	Диаметр, мм	Длина, мм
1	56	40
2	63	50
3	70	30
4	80	20
5	-	-
6	85	20
7	95	30