Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

, где

Z_H - коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

Z_М - коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес;

Z_ε - коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий;

K_Hα- коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями;

K_Hβ - коэффициент, учитывающий распределения нагрузки по ширине венца;

K_HV – коэффициент динамической нагрузки;

 

Z_М=275 МПа^1/2, т.к. колеса стальные;

 

ε_β= - коэффициент осевого перекрытия;

 

- коэффициент торцевого перекрытия

(передача без смещения);

Z_H=1,77cos =1,742;

 

Т.к. >0,9, используем Zε= ,

Zε= ,

 

- окружная скорость;

n=9 – степень точности;

K_Hα=1,13;

K_Hβ=1,12;

K_HV=1,01;

 

,

 

Условие на выносливость по контактным напряжениям не выполняется т.к. >5%

Увеличим ширину венца до =50мм, тогда =60мм

Условие на выносливость по контактным напряжениям выполняется т.к. <5%

 

Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба.

 

Расчет выполняется по тому из зубчатых колес пары, у которого меньше отношение , где Y_F – коэффициент формы зуба

Определим эквивалентное число зубьев

 

,

 

Y_F1=3,78 Y_F2=3,60,

 

,

 

Меньшее отношение у колеса, расчет будем вести по нему.

Проверку зубьев на выносливость при изгибе выполняется по формуле:

 

,

 

Y_F2=3,60

 

- коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Y_ε=1 - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

 

 

K_Fβ=1,23- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

K_Fv=1,04 – коэффициент динамической нагрузки;

 

,

 

- условие прочности на выносливость по напряжениям изгиба выполняется.

 

Проверочный расчет прочности зубьев при перегрузках.

По напряжениям контакта

 

,

 

(т.к. улучшение),

 

,

 

 

По напряжениям изгиба

,

 

, где

- максимально возможное значение коэффициента долговечности;

- коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки;

-Коэффициент запаса прочности;

=4 (т.к. сталь с объёмной термообработкой)

=1,3

=1,75

 

 

В соответствии с расчетами быстроходная ступень передачи удовлетворяет всем условиям.

 

 

КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ

Промежуточный вал

Материал промежуточного вала принимаем такой же как у шестерни

- диаметр под колесом быстроходной ступени;

 

По ГОСТ 12080-66 принимаем ближайшее к вычисленному значению диаметра, т.е.

Диаметр под подшипники

Предварительно выбираем подшипник средней серии

Подшипник 309 ГОСТ 8338-75

d_Ппр=45мм – диаметр подшипника промежуточного вала;

D_пр=100мм – внешний диаметр подшипника промежуточного вала;

b_пр=25мм – ширина подшипника промежуточного вала;

с=52,7кН – динамическая грузоподъемность;

с₀=30кН - статическая грузоподъемность;

 

Принимаем Δ=3мм – заглубление подшипника в расточку корпуса,

с=0,8δ – зазор между торцевой поверхностью шестерни и корпусом,

 

- толщина стенки корпуса;

Принимаем с=6мм

 

 

Рисунок 3 – Схема промежуточного вала