4.3.2 Расчет зубьев на прочность при изгибе

Расчет зубьев колес быстроходной ступени выполняется аналогично расчету зубьев колес тихоходной ступени. Должно выполняться условие:

(4.108)

Расчетное линейное напряжение при изгибе для шестерни , МПа:

(4.109)

Расчетное линейное напряжение при изгибе для колеса , МПа:

(4.110)

где – коэффициент нагрузки рассчитываем по формуле:

(4.111)

где – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зоне зацепления до зоны резонанса, рассчитываем по формуле:

(4.112)

где – удельную окружную динамическую силу, Н/мм, рассчитываем по формуле:

(4.113)

где – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи, равен 0,06

Из формулы (4.112) находим значение коэффициента :

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, рассчитываем по формуле:

(4.114)

(4.115)

(4.116)

Из формулы (4.43) находим значение коэффициента :

Из формулы (4.42) находим значение коэффициента :

– коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями, равен коэффициенту , который равен 0,922

Из формулы (4.111) находим значение коэффициента :

– коэффициенты, учитывающие форму зуба и концентрацию напряжений, равные 3,85 и 3,61 соответственно для шестерни и колеса в зависимости от числа зубьев

– коэффициент, учитывающий наклон зуба косозубых передач, рассчитываем по формуле:

, (4.117)

.

– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, рассчитываем по формуле (при ):

, (4.118)

.

Из формулы (4.109) находим значение расчетного линейного напряжения при изгибе для шестерни , МПа:

Из формулы (4.110) находим значение расчетного линейного напряжения при изгибе для колеса , МПа:

Допускаемое напряжение , МПа, рассчитываем по формуле:

(4.119)

где – предел выносливости зубьев при изгибе, МПа, рассчитываем по формуле:

(4.120)

где – пределы выносливости зубьев при изгибе для шестерни и колеса соответственно, МПа, рассчитываем по формулам:

, (4.121)

,

, (4.122)

.

– коэффициент, учитывающий технологию изготовления зубчатых колес, равен 1

– коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, равен 1

– коэффициент, учитывающий отсутствие шлифовки переходной поверхности зубьев, равен 1

– коэффициент, учитывающий отсутствие деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности, равен 1

– коэффициент, учитывающий влияние характера приложения нагрузки (односторонняя), равен 1

Из формулы (4.120) находим значение предела выносливости зубьев при изгибе для шестерни , МПа:

Из формулы (4.47) находим значение предела выносливости зубьев при изгибе для колеса , МПа:

– коэффициенты долговечности для шестерни и колеса соответственно рассчитываем по формулам:

, (4.123)

. (4.124)

где – базовое число циклов напряжения равное 410⁶

– показатель степени для зубчатых колес с однородной структурой материала равен 6

– суммарные числа циклов напряжений, определяемые для шестерни и колеса, миллионов циклов, рассчитываем по формулам:

, (4.125)

,

, (4.126)

.

Т.к. , то принимаем за 1.

– коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений, рассчитываем по формуле:

(4.127)

– коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности (при нормализации и улучшении), равен 1,2

– коэффициенты, учитывающие размеры зубчатого колеса, рассчитываем по формулам:

, (4.128)

,

.

– коэффициент запаса прочности для углеродистой и легированной сталей, подвергнутых нормализации или улучшению, равен 1,7

Из формулы (4.119) находим значение допускаемого напряжения для шестерни , МПа:

Из формулы (4.119) находим значение допускаемого напряжения для колеса , МПа:

,

,

.

После данных расчетов условие (4.108) выполняется.

4.4 Ориентировочный расчет и конструирование валов

4.4.1 Входной вал

Диаметр выходного конца вала , мм, (рисунок 3) рассчитываем по формуле:

(4.129)

где – допускаемое напряжение кручения для среднеуглеродистых сталей 35,40,45 равно 20-25 МПа

Выбираем равное 22 МПа.

Рисунок 3 - Входной вал

Значение диаметра выходного конца вала округляем до стандартного:

мм

Диаметр вала под уплотнением , мм, рассчитываем по формуле:

(4.130)

где – высота буртика равна 2,2 мм

Диаметр вала под уплотнением согласовываем со стандартным диаметром уплотнения:

Диаметр вала в месте посадки подшипника , мм, равен диаметру вала под уплотнением или больше его, но кратен пяти:

Диаметр кольца со стороны подшипника , мм, рассчитываем по формуле:

(4.131)

где – координата фаски подшипника равна 2,5 мм

Значение диаметра кольца со стороны подшипника , округляем до стандартного:

Диаметр вала под шестерней , мм:

(4.132)

Диаметр разделительного кольца со стороны шестерни , мм, рассчитываем по формуле:

(4.133)

где – размер фаски 1,6 мм

Значение диаметра разделительного кольца со стороны шестерни округляем до стандартного: