Другие предметы \ Детали машин

Расчёт по контактным напряжениям. Расчёт по изгибным напряжениям. Влияние числа зубьев и смещения на прочность зубьев, страница 4

где  - предел контактной выносливости;

Sн - коэффициент запаса.

.                  (14.54)

Расчётные допускаемые контактное напряжения:

 МПа;            (14.55)

=1,23=1,23×518 = 637 МПа.                                 (14.56)

Принимаем  = 627 МПа. Допускаемые изгибные напряжения шестерни и колеса:

(14.57)

где  - предел выносливости;

SF - коэффициент безопасности.

(14.58)

Межосевое расстояние из расчёта на контактную выносливость:

                                 где коэффициенты:

- ширины венца; принимаем = 0,315;

- учитывающий одновременное участие в передаче нагрузки нескольких пар зубьев; принимаем = 1,09;

- концентрации нагрузки; принимаем = 1,02;

 –  динамической нагрузки; принимаем = 1;

Принимаем aw = 140 мм по ГОСТ 6636.

Модуль зацепления по эмпирической зависимости:

m = (0,01…0,02) aw = (0,01…0,02)140 = 1,4…2,8 мм.                     (14.59)

Принимаем m = 2 мм по ГОСТ 9563.

Ширина венца колеса                          (14.60)

Принимаем b2 = 50 мм по ГОСТ 6636 (прил. 15).

Ширина венца шестерни                         (14.61)

Принимаем b1=56 мм по ГОСТ 6636.

Принимаем  угол наклона 

Суммарное число зубьев .           (14.62)

Принимаем

Число зубьев шестерни .                                   (14.63)

Принимаем

Число зубьев колеса .                                     (14.64)

Уточняем передаточное число: u = z2/z1 = 107/30 = 3,57.

          Уточняем угол наклона:

.                   (14.65)

Делительные диаметры:

          Проверка.   0,5(d1 + d2) = 0,5(61,31 + 218,69) = 140 мм = aw.

Диаметры вершин:

Диаметры впадин:

Окружная скорость колёс u =pd1n1/60000 = π·61,31·646,7/60000 = 2,1 м/с.

Принимаем 8-ю степень точности изготовления колёс. Уточняем коэффициенты нагрузки: = 1,07;= 1,02;= 1. Рабочее контактное напряжение:

Вывод. Контактная прочность достаточна.

Окружное усилие в зацеплении:

Радиальное усилие Fr = Fttga/cosb  = 5046·tg20º/cos11,88º = 1877 Н.

Осевое усилие Fa = Fttgb  = 5046·tg11,88º = 1062 Н.

Эквивалентные числа зубьев и коэффициенты формы зуба:

          Рабочее изгибное напряжение шестерни:

sF1 = YF1YbFtKFαKFbKFn/(b1m), где Yb  - коэффициент наклона зубьев;

Yb  =1-b°/140 =1 - 11,88/140 = 0,92.

Коэффициенты нагрузки:  KFα = 1,09; KFb = 1,1.

sF1 = 3,8·0,92·5046·1,09·1,1/(56·2) = 188,9 МПа < [277,8].

Рабочее изгибное напряжение колеса:

sF2 = sF1b1YF2/(b2YF1) = 188,9·56·3,6/(50·3,8) = 200,4 МПа < [257,1].

Вывод. Изгибная прочность достаточна.

14.11. Конструкции зубчатых колёс

Конструктивные формы колёс в значительной степени определяются их размерами (прежде всего диаметром), видом производства (единичное, серийное, массовое) и способом соединения с валом. Колёса небольших диаметров (до 150 мм) изготавливают обычно цельными из штампованных заготовок без углублений (рис. 14.22). Зубчатый венец проектируется как заодно с валом (вал-шестерня), если толщина обода в месте ослабления шпоночным пазом будет меньше 2,5m, а также при высоких требованиях к точности центрирования колеса на вале (рис. 14.23). Обычно проектируют вал-шестерню при  = 2…2,5. Вал-шестерни выполняют обычно из кованых заготовок, при изготовлении их из проката может оказаться большим расход металла в стружку.

 


Рис. 14.24. Колёса цилиндрической формы

 


Рис. 14.25. Вал-шестерня цилиндрическая

 


      Рис. 14.26. Колесо с углублениями                      Рис. 14.27. Сварное колесо

Скачать файл