9. Перевірка міцності зубів коліс за контактними напруженнями

Розрахункові контактні напруження визначаються за формулою

, (2.17)

де – коефіцієнт розподілення навантаження між зубами; для прямозубих передач , для косозубих і шевронних – ;

– коефіцієнт динамічного навантаження.

Розрахункові напруження не повинні перевищувати величини . У разі невиконання зазначеної умови необхідно здійснити корегування розрахунку щодо вибору матеріалу та (або) режиму термообробки.

Задача 3

Спроектувати вихідний вал одноступінчатого редуктора.

Розв’язання

Для зменшення маси та забезпечення відносного розміщення зубчастих коліс, підшипників та інших елементів його доцільно виконувати ступінчастим (якщо сприймаються невеликі навантаження – гладким з використанням розпірних втулок). Геометричні характеристики кожної ступені визначаються умовами міцності (діаметр) та конструктивною необхідністю (довжина) у відповідності до наступних співвідношень.

Згідно кінематичної схеми приводу (див. рис. 1) приймаємо ступінчату форму вала з симетрично розташованими місцями для посадки підшипників (рис. 4; – ширина підшипника).

Рис. 4. Розрахункова схема вала

Діаметр хвостовика вала визначаємо з умови міцності на кручення

; (3.1)

, (3.2)

де , МПа – розрахункове та допустиме значення напруження кручення хвостовика вала [4, с. 297];

– обертальний момент на валу, Н∙мм;

– полярний момент опору поперечного перерізу вала при крученні, мм³,

. (3.3)

Таким чином, діаметр хвостовика вала, мм,

. (3.4)

Одержане числове значення збільшуємо до найближчого за ГОСТ 6636-69 [4, с.296].

Діаметр посадочних місць під підшипники

, (3.5)

де – висота буртика (табл. 3.1 [3, с. 37]).

Відмітимо, що величина має бути прийнята кратною 5 мм з метою забезпечення можливості використання стандартних підшипників кочення.

Діаметр вала в місці встановлення зубчатого колеса

, (3.6)

де – радіус галтелі (табл. 3.1 [3, с. 37]).

Одержане числове значення збільшуємо до найближчого за ГОСТ 6636-69 [4, с.296].

Довжини ділянок вала, зазвичай, приймаються такими [3, с. 36]:

; ; (3.7)

; мм, (3.8)

де – ширина зубчатого вінця колеса, встановленого на валу.

Задача 4

Для спроектованого в задачі 3 вала з урахуванням типу зубчатої передачі підібрати підшипники кочення.

Пояснення

Згідно практики конструювання та експлуатації машин тип підшипника вибирають за такими рекомендаціями.

Для опор циліндричних зубчатих передач найчастіше приймають кулькові радіальні підшипники (табл. 4.1).

Спершу приймають підшипники легкої вузької серії. Якщо необхідно провезти розрахунок на вантажопідйомність, то приймають підшипники середньої серії.

Таблиця 4.1

Рекомендації щодо вибору підшипників

Місце встановлення підшипника	Види навантажень, які сприймає підшипник	Тип підшипника	Серія підшипника (для попереднього вибору)
1. Опори валів циліндричних зубчастих коліс редукторів	радіальне, частково осьове (до 15%)	кульковий радіальний	легка вузька
2. Опори валів конічних зубчастих і черв’ячних коліс редукторів	радіальне, осьове	конічний роликовий
3. Опори валів-шестерен (циліндричних, конічних) редукторів		конічний роликовий (до 1500 об/хв.)
		кульковий радіально-упорний (більше 1500 об/хв.)
4. Опори черв’яків редукторів		кульковий радіально-упорний	середня вузька

Якщо розміри вибраного кулькового підшипника виявились завеликими, то замість кулькових рекомендують приймати роликові підшипників, які при здатності сприймати ті самі навантаження мають менші розміри.

Для циліндричних косозубих передач рекомендують приймати кулькові радіально-упорні підшипники.

Відомо, що підшипники кочення випускають п’яти класів точності (в порядку підвищення точності): 0, 6, 5, 4, 2. Зазвичай приймають підшипники класу точності 0, як такі, що мають меншу вартість та нижчі вимоги до точності встановлення. Підшипники більш високого класу використовуються у високоточних механізмах, які працюють з високими швидкостями обертання валів.