2.4 Перевірочний розрахунок зубів коліс зубчастої передачі на згинaльну і контактну витривалість

За графіком (додаток Д10) визначається коефіцієнт k_ , що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині прямо зубчастого вінця через пружні перекоси валів.

Для симетричного розташування передачі щодо опор при відносній ширині шестірні _d =b_ш /d_ш = 105/68,1 = 1,54 і при твердості зубів

HB < 350 k_ = 1,08

За графіком (додаток Д11) визначається коефіцієнт k_v, що враховує динамічне навантаження, яке виникає в зачепленні через погрішність виготовлення передачі по кроці зачеплення.

Для шевронної передачі при коловій швидкості v = 1,8 м/с і 9-го ступеня точності k_v = 1,05

Розрахункове значення колової сили

Еквівалентне число зубів шестірні

За графіком (додаток Д12) визначається коефіцієнт

= 3,97 , що враховує вплив форми зуба шестірні на його міцність.

Визначається коефіцієнт Y_β, що враховує вплив кута нахилу зуба на згинальні напруження:

Y_β = 0,86. (додаток Д15, примітка 3).

Визначається коефіцієнт K_Fα, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між парами зубів у зоні двопарного зачеплення. Для косозубої передачі при ступені точності Ст = 9 K_Fα = 1 (додаток Д15, примітка 2).

Розрахункові напруження згину в зубах шестірні

Недовантаження складає

8

Таке недовантаження по згинальним напруженням зубів допустиме (додаток Д15, примітка 5). Тому попередні розрахунки залишаються без змін.

Розрахункові контактні напруження

де Z_M = 195 МПа - коефіцієнт, що залежить від механічних характеристик матеріалів коліс;

– коефіцієнт, що враховує форму сполучених поверхонь зубів зубчастих коліс;

– коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній;

K_Hα - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між парами зубів у зоні двопарного зачеплення. Для косозубої передачі

K_Hα = 1,1 (додаток Д15, примітка 4).

Недовантаження по контактним напруженням складає

що допускається (додаток Д15, примітка 5).

3 Проектування зубчастого колеса редуктора

Діаметр вала колеса

де [τ]_к = 20 МПа – допустиме дотичне напруження для тихохідних валів редукторів при жорстких вимогах до габаритів приводу (додаток Д15, примітка 6). Приймається d_вк = 60мм.

Конструктивні розміри колеса

Зовнішній діаметр маточини (додаток Д13).

d_мат = 1,5 d_вк + 10 мм = 1,5  60 + 10 = 100 мм.

Приймається d_мат = 100 мм.

Довжина маточини

l_мат = (1…1,5) d_вк = (1…1,5) * 60 = 60…120 мм.

Приймається l_мат = 100 мм.

Товщина обода

δ_о = 4m+12 мм = 4 *4 +12 = 28 мм.

Внутрішній діаметр обода

D_к = d_fк – 2 δ_о = 330,53 –56 = 274,53 мм.

Приймається D_к = 424 мм.

Товщина диску

c = 0,35b_к = 0,35 100 = 35 мм.

Приймається c = 35 мм.

Діаметр отворів

d_о = 0,25(D_к - d_мат) = 0,25 (175 - 100) = 18,75 мм.

Приймається d_о = 19 мм, кількість отворів - 4.

Діаметр кола розміщення отворів

D_о = 0,5 (D_к + d_мат) = 0,5 (275 + 100) = 187мм.

Радіуси заокруглень R = 6 мм.

16 Проектування шпонкового з’єднання

Для шпонкового з’єднання колеса з валом з діаметром d_вк = 80 мм приймається шпонка з розмірами поперечного перерізу: ширина

b = 18 мм, висота h = 11 мм (додаток Д14) .

Розрахункова довжина шпонки

l_{ш кол} = l_{в кол} - b/3 = 100 – 18 / 3 = 94 мм,

де l_{в кол} = l_мат = 160 мм – довжина ділянки вала під колесом.

Приймається стандартна довжина l_{ш кол} = 95 мм.