Разработка процесса востановления коленчатого вала Ваз 2108-09

      Т_1Н – крутящий момент на шестерне, Н·м;

      ψ_ba – вспомогательный параметр;

      К_Нβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине

контактных линий;

   σ_НР – допускаемое контактное напряжение, МПа. 

      3.7.1 Коэффициент К_а.

Принимаем К_а = 490 – для цилиндрической  передачи.   [23], с. 37 

      3.7.2 Вспомогательный параметр ψ_ba = 0,25.  [23], т. 4.1, с. 36 

      3.7.3 Коэффициент К_Нβ = 1,025.    [23], рис.4.1, с.39 

             

Конструктивно принимаем а_w = 60 мм. 
 

     3.7.4  По значению а_w определяем модуль для передачи.

     У цилиндрических прямозубых передач  стандартным является нормальный модуль:

     Исходя  из конструктивных условий принимаем m_n = 2 мм      

ГОСТ 9563 – 80.        [23], т. 4.2, с. 40 

      3.7.5 Определяем суммарное число зубьев:

                     [23], с. 41

Определяем z₁ и z₂:           [23], с. 42

 и                                   z₂ = z_Σ – z₁= 60 – 23=37 

      3.7.6 Определяем значения основных геометрических параметров передачи.

      - делительные диаметры шестерни и колеса:   [23], т. 4.5, с. 43

               d₁ = m·z₁ = 2·23 = 46 мм

               d₂ = m·z₂ = 2·37 = 74 мм

      - диаметры вершин зубьев:      [23], т. 4.5, с. 43

               d_a1 = d₁ + 2m = 46 + 2·2 = 50 мм

               d_a2 = d₂ + 2m = 74 + 2·2 = 78 мм

      - диаметры впадин зубьев:      [23], т. 4.5, с. 43

               d_f1 = d₁ – 2,5·m = 46-2,5·2 = 41 мм

               d_f2 = d₂ – 2,5·m = 74-2,5·2 = 69 мм

      - делительное межосевое расстояние:    [23], т. 4.5, с. 43

               

      - ширина колеса:         [23], с. 42

               b₂ = b_w = ψ_ba  a_w = 0,25·60 = 12 мм

Принимаем b₂ =15 мм. 

      - ширина шестерни:        

               b₁ = b₂ +  5 = 15+ 5 = 15 мм

Принимаем b₁ =20 мм 

                                  

Рисунок 3.3 Эскиз зубчатого колеса. 

      3.7.7 Определяем окружную скорость в зацеплении:

                  [23], с. 42 

      3.7.8 Степень точности передачи – 7 ГОСТ 1613 – 81. [23], с. 19 

      3.7.9 Определяем силы, действующие в зацеплении:  

      - окружная F_t:    

                  [23], т. 4.6, с. 44 
 
 

      - радиальная F_r:    

               F_r = F_t·tg20 = 3,1 Н     [23], т. 4.6, с. 44 

      3.8 Проверочный расчет.

     Выполняем проверочный расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев. При  сопоставлении расчетного контактного  напряжения σ_Н (МПа) и допускаемого σ_НР должно соблюдаться условие:

        , [23], с. 44

где   Z_E – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес;

    Z_Н – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления;

    Z_ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

    К_А – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

    К_Нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

    К_Нα –коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

    К_НV –коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, действующую в зацеплении до зоны резонанса;

      F_t – окружная сила, Н;

      b_w – рабочая ширина венца, мм;

      d₁ – делительный диаметр шестерни, мм;

      u – передаточное число передачи, Н; 

      3.8.1 Коэффициент Z_E.

Для передачи со стальными зубчатыми колесами Z_E = 190.  [23], с. 45 

      3.8.2 Коэффициент Z_E = 2,5.     [23], рис.4.2, с.46 

     3.8.3 Коэффициент Z_ε для зубчатых передач с непрямыми зубьями определяется по формуле:

                    ,

Тогда,               

      3.8.4 Коэффициент К_А =1.      [23], с. 45 

      3.8.5 Коэффициент К_Нβ = 1,025.    [23], рис.4.1, с.39 

      3.8.6 Коэффициент К_Нα = 1,02.    [23], рис.4.3, с.47 

      3.8.7 Коэффициент К_НV определяют по формуле:

                        [23], с. 47

где   ν_Н – динамическая добавка;

    w_Hv – удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

    b_w – рабочая ширина венца, мм;

    F_t – окружная сила, Н;

    К_А – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

    Удельная  окружная динамическая сила, Н/мм, определяется по формуле:

      [23], с. 48

где   – коэффициент, учитывающий влияние проявление погрешностей

 зацепления  на динамическую нагрузку; = 0,06        [23], т. 4.7, с. 48

     –   коэффициент, учитывающий  влияние разности шагов зацепления

зубьев шестерни и колеса; = 4,7               [23], т. 4.8, с. 49

Значения F_t, b_w, u и d₁ принимают из предыдущих расчетов.

                    ,

Тогда,

 

      3.9. Расчет зубьев  на выносливость  при изгибе.

     Расчет  проводят, сопоставляя расчетное  напряжение на переходной поверхности  зуба σ_F, МПа, и допускаемое σ_FР. При этом должно выполняться условие:

             ,  [23], с. 50

где К_А – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

    К_Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по длине контактных линий;

        К_Fα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

        К_FV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, действующую в зацеплении до зоны резонанса;

      F_t – окружная сила, Н;

      b_w – рабочая ширина венца, мм;

        Y_FS –коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений;

        Y_β – коэффициент, учитывающий наклон зуба;

         Y_ε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. 

      3.9.1 Значения F_t, b_w и m принимают из предыдущих расчетов. 

      3.9.2 Коэффициент К_А =1.      [23], с. 51 

      3.9.3 Коэффициент К_НV определяют по формуле:

                     [23], с. 51

где   ν_F – динамическая добавка;

    w_Fv – удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

    b_w – рабочая ширина венца, мм;

    F_t – окружная сила, Н;

    К_А – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

      Удельная  окружная динамическая сила, Н/мм, определяется по формуле:

         [23], с. 48

где   – коэффициент, учитывающий влияние проявление погрешностей

зацепления на динамическую нагрузку; = 0,11,         [23], с. 52

     – коэффициент, учитывающий влияние  разности шагов зацепления

зубьев шестерни и колеса; = 4,7,               [23], т. 4.8, с. 49

 

      3.9.4 Коэффициент К_Fβ = 1,03.    [23], рис.6.1, с.52 

      3.9.5 Коэффициент К_Fα = 1,02 .     [23], рис.4.3, с.47 

      3.9.6 Коэффициент Y_FS1 = 3,9; Y_FS2 = 3,72.  [23], рис.6.2, с.52 

      3.9.7 Коэффициент Y_β =1.      [23], с. 52 

      3.9.8 Коэффициент Y_ε =1.       [23], с. 52 
 

Тогда,

         

           
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

      3.10. Расчет вала. 

      Определяем  опорные реакции от сил, действующих  в горизонтальной плоскости:

                ∑М_А= - F_t∙16 - R_B∙34 + F_H∙46=0;

                 ;

                ∑Х = - R_A + F_t + R_B - F_H=0;

                R_A= 8,6 + 7,6 - 8,6 = 7,6 Н;

Изгибающие моменты  в горизонтальной плоскости:

I. 0 < Z₁ < 16: М_х = - R_A∙ Z₁;

 Z₁ = 0: M_x = 0;  

 Z₁ = 16: М_х = - 7,6 ∙ 16 = -121,6 Н∙ мм;

II. 16 < Z₂ < 34: М_х = - R_A∙ Z₂ + F_t∙ (Z₂ – 16);

 Z₂ = 16: М_х = - 7,6 ∙ 16 = -121,6 Н∙ мм;

     Z₂ = 34: М_х = - 7,6 ∙ 34 + 8,6 (34 – 16) = - 103,6 Н∙ мм;

III. 0 < Z₃ < 12: М_х = - F_H ∙ Z₃;

 Z₃ = 0: M_x = 0;  

 Z₃ = 12: М_х = - 8,6 ∙ 12 = -103,6 Н∙ мм;

      Определяем  опорные реакции от сил, действующих  в вертикальной плоскости:

                ∑М_А= F_r∙16 - R_B∙34 = 0;

                 ;

                ∑Y = R_A – F_r + R_B = 0;

                R_A= 3,1 – 1,5 = 1,6 Н;

Изгибающие моменты  в горизонтальной плоскости:

I. 0 < Z₁ < 16: М_Y = R_A∙ Z₁;

 Z₁ = 0: M_Y = 0;  

 Z₁ = 16: М_Y = 1,6 ∙ 16 = 25,6 Н∙ мм;

II. 16 < Z₂ < 34: М_Y = R_A∙ Z₂ – F_r∙ (Z₂ – 16);

 Z₂ = 16: М_Y = 1,6 ∙ 16 = 25,6 Н∙ мм;

     Z₂ = 34: М_Y = 1,6 ∙ 34 – 3,1 (34 – 16) = 0;

Результирующий  изгибающий момент:

         [22], с. 14