4.3. Проверочный расчёт зубчатой передачи

ПО КРИТЕРИЮ УСТАЛОСТНОЙ ПРОЧНОСТИ ЗУБЬЕВ

Проверочный расчёт зубьев косозубых передач выполняется по критерию изгибной усталостной прочности зубьев:

_F= 2Т Y_FS (К_F Y_ Y_) / (m d b)  [_F], (17)

где Т – момент, передаваемый данным зубчатым колесом;

Y_FS – коэффициент формы зуба; назначается по эквивалентному числу зубьев данного зубчатого колеса:

z _v1 = z₁ / cos³  = 19/0,92625³ = 23,9;

z _v2 = z ₂/ cos³  = 68/0,92625³ = 85,6;

Y_FS = 4,05; Y_FS2 = 3,72 [[4], рис.11].

К_F = К_А К_F К_F К_F.– коэффициент расчётной нагрузки; (18)

Коэффициент К_F учитывает влияние динамических перегрузок, возникающих из-за неточности зубчатых колёс, примем К_F = 1,03 [[4], табл. 21].

Коэффициент К_F учитывает влияние неравномерности распределения напряжений по ширине зубчатого венца. Подобно коэффициенту К_Н коэффициент К_F зависит от схемы расположения зубчатых колёс редуктора. Значение этого коэффициента можно определить по формуле:

К_F = 0,18 + 0,82 К⁰_Н = 0,18+0,82*1,2 = 1,164.

Коэффициент К_F. учитывает влияние погрешностей изготовления зубчатой пары на распределение нагрузки между зубьями, принимаем К_F = 1,45.

Коэффициент Y_ учитывает влияние наклона зубьев и определяется по формуле:

Y_ = 1 – _ = 1-1,5*(22,142395/120) = 0,723.

Коэффициент Y_ учитывает влияние перекрытия зубьев. Для косозубых передач при _  1 значение Y_ = 1/_ = 1/1,5418 = 0,649.

_F1 =

_F2 =

Допускаемое напряжение при расчёте зубьев на усталость;

[_F] = _{F lim} Y_F Y_N / [s_F], (19)

где _{F lim} – предел выносливости зубьев;

[s_F] – нормативный коэффициент запаса усталостной прочности зубьев, [s_F] = 1,8 [[4], табл. 20].

Коэффициент долговечности Y_N = 1.

Комплексный коэффициент

Y_F = Y_z Y_A, (20)

где Y_z – коэффициент способа получения заготовки зубчатого колеса; для поковок и штамповок Y_z = 1; для проката Y_z = 0,9; для литых Y_z = 0,8;

Y_A – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки; принимается Y_A = 1 при одностороннем приложении нагрузки и Y_A = 0,7 ... 0,8 при реверсивной нагрузке (большие значения при твёрдости более 350 НВ).

Y_F1 = 0,8*0,8 = 0,64

Y_F2 = 0,8*0,9 = 0,72

[_F]₁ = ˃ _F1 = 238 МПа

[_F]₂ = ˃ _F1 = 216 МПа

Условие изгибной усталостной прочности зубьев выполняется.

где согласно _= b sin/(m cos) = 0,052 sin1440’/(3,14 0,004 cos20) = 1,12.

При _  1 коэффициент Y_ = 1/_ = 0,59.

Для шестерни при z₁ = 21 и х = 0 коэффициент Y _FS = 4,1.

Значение _F1 = 2 (4000/3,143) 4,1 1,64 0,86 0,59 /(0,0869 0,052 0,004) = 480 МПа  [_F] = 483 МПа. Условие изгибной усталостной прочности зубьев выполняется.

ЛИТЕРАТУРА

1. Иванов М.Н., Финогенов В.А. Детали машин: Учебник для машиностроительных специальностей вузов – М.: Высш. шк. , 2005. – 408 с.

2. Жуков В.А. Детали машин и основы конструирования: Основы расчёта и проектирования соединений и передач: Учеб.пособие – СПб.: Изд-во Политехн. ун-та, 2011. – 417 с.

3. Детали машин. Справочные материалы по проектированию /Сост. Ю.Н. Макаров, В.И. Егоров, А.А. Ашейчик, Р.Д. Макарова – СПб.: Изд-во Гос. техн.ун-та, 1995. – 76 с. (находится в зале курсового проектирования кафедры МиДМ).

4. В.А. Жуков, Тарасенко Е.А. Детали машин и основы конструирования: учеб. пособие по курсовому проектированию – СПб.: Изд-во Политехн. ун-та, 2012. – 44 с.