Расчет зубьев на выносливость при изгибе
Поможем в ✍️ написании учебной работы
Поможем с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой

Силы, действующие в зацеплении:

-окружная Ft=2T1/d1= Н;

 

-радиальная Fr=Ft×tga/cosb= Ft×tg20°/cos16,26° = Н;

 

-осевая Fa=Ft×tgb= Ft×tg16,26° =8152×0,292=2378 Н.

 

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле

sF=(Ft×KF×YF×Yb×KFL)/b×mn<sFР.

 

Коэффициент нагрузки

KF=KFb×KFV,

где KFb-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (коэффициент концентрации нагрузки), при Yвd = 1,56, НВ < 350 и несимметричном расположении колес (учет натяжения клиноременной передачи) KFb=1,44 (табл. П.2.12);

KFV-коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности), KFV=1,1 (табл. П.2.13).

Таким образом

KF=KFb×KFV=1,44×1,1=1,58.

 

YF- коэффициент, учитывающий форму зуба определяем по эквивалентному числу зубьев ZV:

 

ZV1=Z1/cos 3b = ;

 

ZV2=Z2/cos 3b = .

Учитывая, что коэффициент смещения исходного контура x=0 коэффициент формы зуба YF будет иметь следующие значения:

для шестерни YF1=3,99 (табл. П.2.14);

для колеса YF2=3,6 (табл. П.2.14).

 

Допускаемые напряжения на изгиб

sFP=s°Flimb/SF,

 

SF=SF¢×*SF¢¢,

где SFmin -коэффициент безопасности;

SF¢×-коэффициент, учитывающий нестабильность материала зубчатых колес,

SF¢×-=1,75 (табл. П.2.15);

SF¢¢ -коэффициент, учитывающий способ получения заготовки для изготовления зубчатого колеса, для поковок и штамповок SF¢¢ =1,0.

Таким образом,

SF=1,75 ×1=1,75.

 

Flimb1 =1,8 НВ (табл. П.2.15).

Flimb1 =s°Flimb2 =1,8 × 200=360Мпа (и для шестерни и для колеса).

Допускаемые напряжения:

sFР1=sFР2 = МПа.

 

Определим коэффициенты:

Yb= 1- b/140 = ;

KFa=4+(xa-1)(n-5)/4xa;

xa-коэффициент торцевого перекрытия,

xa=1,5;

n-степень точности колес, n=8.

 

KFa=4+(xa-1) (n-5)/4xa= .

 

Проверяем прочность зуба по формуле

sF=(Ft×KF×YF×Yb× KFa)/b×mn=

 

Для шестерни

sF1 =   МПа< sFР1 = 205,7 МПа

Для колеса

sF2 = МПа< sFР2 = 205,7 МПа

Условие прочности при изгибе зубьев выполнено.

Предварительный расчет валов редуктора

Расчет ведущего вала

Диаметр выходного конца вала

dв1=(16Т1/p[tк] )1/3,

где [tк]-допустимые касательные напряжения при кручении

[tк]=20-25МПа; .

 

dв1= мм.

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда (табл. П.2.24) dв2=40 мм. Высота буртов вала - в соответствии с табл. П.2.25. Диаметр вала под подшипниками dп2=50 мм (табл. П.2.16)..

Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений с учетом рекомендаций табл. П.2.24 и П.2.25.

Из технологических соображений целесообразно вал и шестерню выполнять в виде отдельных деталей, но в данном случае мы будем иметь слишком тонкую стенку между внутренним диаметром шестерни и шпоночным пазом, поэтому шестерню выполним за одно целое с валом. Конструкция ведущего вала приведена на рис. 3.

 

 

Рис.3. Конструкция ведущего вала

Расчет ведомого вала

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, при расчете ведомого вала примем [tк]=20 МПа.

Диаметр выходного конца вала

 

dв2=(16Т2/p[tк])1/3=  мм.

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда (табл. П.2.24) dв2=70 мм.

 Высота буртов вала - в соответствии с табл. П.2.25. Диаметр вала под подшипниками dп2=75 мм (табл. П.2.16), под зубчатым колесом dк2=80 мм.

Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений с учетом рекомендаций табл. П.2.24 и П.2.25. Конструкция ведомого вала приведена на рис. 4.

 

 

Рис.4. Конструкция ведомого вала

 

Дата: 2018-11-18, просмотров: 430.