3. Проверочный расчет зубьев на изгибную выносливость.

Задачей этого пункта является проверка зубьев шестерни и колеса на изгибную выносливость. Основной вид разрушения – усталостная поломка зуба.

Условие изгибной выносливости зубьев:

,

где _F и [_F] – расчетное и допустимое напряжение на изгиб.

Определим значения сил, действующих в зацеплении.

Окружная:

Радиальная:

Осевая:

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

, [1, с.46]

где K_F – коэффициент нагрузки, K_F= K_F* K_FV;

K_F - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (коэффициент концентрации нагрузки), K_F =1.23 [1, табл.3.7, с.43];

K_FV – коэффициент динамичности, K_FV =1.4 [1, табл. 3.8, с.43].

Тогда .

Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Z_v1.

а) для шестерни ;

б) для колеса .

Тогда Y_F1=3.76; Y_F2=3.60 [1, с.42].

Определяем коэффициент компенсации погрешности Y_ и коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями K_F.

, [1, с.46]

, [1, с.47]

где n – степень точности;

_ - коэффициент торцевого перекрытия, _=1,5 [1, с.47]

Допускаемое напряжение:

, [1, с.43],

где – предел выносливости при отнулевом цикле изгиба. Для стали 40Х улучшенной при твердости НВ<350 =1,8НВ [1, табл. 3.9, с.44-45];

- коэффициент безопасности, .

Здесь - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, =1.75 [1, табл. 3.9, с.44-45]; - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, =1 для поковок и штамповок [1, с.44].

а) для шестерни .

б) для колеса .

.

Допускаемые напряжения:

а) для шестерни

б) для колеса

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше.

а) для шестерни

б) для колеса

.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше. Тогда:

Условие прочности зубьев на изгибную выносливость выполнено.

3. Расчет цилиндрической прямозубой передачи

По условию .

Принимаем для прямозубых передач коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ψ_ba = 0.3 [1, с. 33].

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

[1, с. 33].

Ширина шестерни будет равна:

.

Примем согласно ряду нормальных линейных размеров.

Коэффициент ширины венца шестерни по модулю примем . Тогда модуль будет равен:

.

Выберем модуль из ряда рекомендованных значений. Окончательно примем .

Определим число зубьев шестерни:

.

Принимаем .

Найдем диаметры вершин и впадин зубьев шестерни:

.

4. Расчёт и проектирование промежуточного вала на опорах качения

   1. Проектировочный расчёт вала

Задача: предварительное определение минимального диаметра вала.

Допущения: считаем, что вал гладкий, круглый стержень, испытывающий только статическое кручение.

Определим диаметр вала [1,с.161]:

,

где - допускаемое напряжение на кручение, [1,с.161].

Тогда получим

.

Значение d_B округлим в большую сторону до значения из стандартного ряда .

Т.о. принимаем окончательно диаметр вала .

Исходя из значения , принимаем диаметр вала под подшипник . Принимаем диаметр бурта для упора подшипника и ступицы зубчатого колеса . Принимаем диаметр под ступицей зубчатого колеса , а диаметр под уплотнением .

Изобразим конструкцию промежуточного вала:

Рисунок 3. Конструкция промежуточного вала