5.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Расчётное значение контактного напряжения:

_H=[]_H

где Z_= 9600 – для прямозубой передачи. Тогда:

_H== 489 Мпа[]_H= 515,73 Мпа.

Силы в зацеплении:

окружная:

F_t= == 1379 H;

радиальная:

F_r= == 502 H;

осевая:

F_a=F_t^xtg() = 497^xtg(0^o) = 0H.

5.3 Проверка зубьев передачи на изгиб

Расчётное напряжение изгиба:

в зубьях колеса:

_F2=[]_F2

в зубьях шестерни:

_F1=[]_F1

Значения коэффициента Y_FS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев z_vи коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев:

z_v1= = 26

z_v2= = 107

По табл. 2.10[2]:

Y_FS1= 3,888

Y_FS2= 3,59

Значение коэффициента Y_, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле:

Y_= 1 – = 1 – = 1

Для прямозубой передачи для 9-й точности значение коэффициента, учитывающего перекрытие зубьев Ye = 1.

Тогда:

_F2== 121 Мпа[]_F2= 294,118 Мпа.

_F1== 131 Мпа[]_F1= 294,118 Мпа.

6 Предварительный расчёт валов

Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Диаметр вала при допускаемом напряжении [_к] = 20 Мпа вычисляем по формуле 8.16[1]:

d_в

6.1 1-й вал.

d_в= 19 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 20 мм.

Под подшипники выбираем диаметр вала: 25 мм.

Под шестерню выбираем диаметр вала: 30 мм.

6.2 2-й вал.

d_в= 30 мм.

Под подшипники выбираем диаметр вала: 30 мм.

Под зубчатое колесо выбираем диаметр вала: 36 мм.

6.3 3-й вал.

d_в= 46,11 мм.

Под подшипники выбираем диаметр вала: 50 мм.

Под зубчатое колесо выбираем диаметр вала: 56 мм.

6.4 Выходной вал.

d_в= 63 мм.

Под подшипники выбираем диаметр вала: 65 мм.

Под зубчатое колесо выбираем диаметр вала: 68 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 63 мм.

Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.

7 Проверка прочности шпоночных соединений

7.1 Выходной шкив

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 18x11. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпонки – сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

_см==115 Мпа[_см]

где Т =1187 Н^xм – момент на валу; d_вала= 63 мм – диаметр вала; h = 11 мм – высота шпонки; b = 18 мм – ширина шпонки; l = 70 мм – длина шпонки; t1 = 7 мм – глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [_см] = 90 …120Мпа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

_ср== 40 Мпа[_ср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [_ср] = 0,6^x[_см] = 0,6^x120 = 72 Мпа.

Все условия прочности выполнены.

7.2 Шестерня выходного вала

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 20x12. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпонки – сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

_см===103,2 Мпа[_см]

где Т = 1187 Н^xм – момент на валу; d_вала= 65 мм – диаметр вала; h = 12 мм – высота шпонки; b = 20 мм – ширина шпонки; l = 80 мм – длина шпонки; t1 = 7,5 мм – глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [_см] = 90..120 Мпа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

_ср== 31,8 Мпа[_ср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [_ср] = 0,6^x[_см] = 0,6^x120 = 72 Мпа.

Все условия прочности выполнены.