Проверочный расчет зубьев передачи на прочность

 

Расчет передачи на прочность проводим по ГОСТ 21354-75 (с некоторыми упрощениями).

Проверочный расчет зубьев передачи на контактную выносливость:

(4.1)

где Z_m=275 – коэффициент, учитывающий механические свойства материала колес;

Z_H – коэффициент, учитывающий форму колес сопряженных поверхностей зубьев:

(4.2)

Z_e - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для косозубой передачи:

(4.3)

где e_a - коэффициент торцового перекрытия,

(4.4)

K_HV – коэффициент динамической нагрузки определяем по таблице 4.1: K_HV=1,05

K_Ha - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями, определяем по таблице 4.2: K_Ha =1,16

Полученные действительные контактные напряжения должны быть меньше допускаемых напряжений.

(4.5)

 

Проверочный расчет зубьев передачи на изгибную выносливость.

Расчет по напряжениям изгиба производим по формулам:

(4.6)

(4.7)

где Y_F – коэффициент формы зуба;

Y_b – коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев;

K_Fb – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба (таблица 3.1);

K_FV – коэффициент динамической нагрузки;

K_Fa – коэффициент распределения нагрузки между зубьями.

Определим величины, входящие в формулу (4.6).

Y_F1 и Y_F2 определяем по таблице 4.3.в зависимости от эквивалентного числа зубьев:

(4.8)

Y_F1=4,21

Y_F2=3,6

Коэффициент Y_b, учитывающий угол наклона зубьев:

(4.9)

Коэффициент K_FV определяем по таблице 4.4. K_FV=1,61

Коэффициент K_Fa определяем по таблице 4.5. K_Fa =1,14

Проверка прочности зубьев при перегрузке.

При действии кратковременных перегрузок зубья проверяют на пластическую деформацию или хрупкий излом от максимальной нагрузки. По условиям задания максимальная нагрузка =1,6.

Расчет на контактную прочность по максимальному контактному напряжению.

Расчет производят для колеса по формуле:

(4.10)

где s_Н – расчетное контактное напряжение, вызываемое расчетным контактным моментом (ранее определено по формуле (4.1);

[s_Н]_max – допускаемое максимальное контактное напряжение;

При термообработке нормализация, улучшение или объемная закалка, [s_Н]_max = 2,8×s_Т (4.11)

где: s_Т – предел текучести материала (таблица 2.2).

[s_Н]_max1 = 2,8×320=536МПа

Расчет по максимальному напряжению на изгиб:

(4.13)

где s_F – меньшее из значений изгибающего напряжения, рассчитанных по формулам (4.6) и (4.7);

[s_F]_max – допускаемое максимальное напряжение на изгиб:

при НВ £ 350 [s_F]_max = 0,8×s_Т (4.14)

[s_F]_max1 = 536 МПа

[s_F]_max2 = 1876 МПа

 

Конструктивная разработка и расчет валов

Конструктивная разработка и расчет быстроходного вала

 

Быстроходный вал выполняем заодно с шестерней редуктора в виде вала-шестерни.

Выбор муфты

 

Муфты упругие втулочно-пальцевые служат для соединения валов и передачи вращающего момента от одного вала к другому, для компенсации смещения осей соединяемых валов, для амортизации, возникающих при работе вибраций и ударов и предохранения механизмов от поломки.

Ориентировочно определяем диаметр участка вала под посадку муфты. Считаем, что на этом участке вала будет действовать крутящий момент. Тогда:

(5.1.1)

где [t] – допускаемое напряжение на кручение, для материала вала. Для предварительных расчетов рекомендуется принимать в пределах 15-25 МПа.

Т₁–крутящий момент на быстроходном валу, Нм.

d мм

Выбор муфты производим в зависимости от диаметра вала d_m.

Муфта 125–30–1.1 ГОСТ 21424–93

Принимаем d_m =35 мм; ℓ_m =80 мм, Д_М =100 мм.

Проверяем правильность выбора муфты.

Т_р =Т₁ ∙ К_р ≤ Т_ном (5.1.2)

где Т₁ – крутящий момент на быстроходном валу, Нм;

К_р =1,1 – коэффициент безопасности.

Т_р =250Нм.

 

Разработка эскиза быстроходного вала

Принимаем диаметр под уплотнение равным диаметру под подшипник:

d_У = d_П = d_m + 2t (5.1.3)

где t –буртик, принимаем по таблице 5.1.

=40 мм

Вибираємо підшипники середньої серія 46309 d=40 мм; D=86мм; B=23мм;

 

Муфта упругая втулочно-пальцевая ГОСТ 21424–93

Шарикоподшипник радиально-упорный однорядный (ГОСТ 831–75)

 

Определяем диаметр буртика под подшипник (табл.5.1):

d_БП = d_П + 2t (5.1.4)

=45 мм Принимаем =45мм.

Длину вала под уплотнение с учетом ширины манжеты, зазоров и толщины крышки принимаем: ℓ_У = 40 ¸ 50 мм.

Определяем зазор Х между колесами и корпусом:

Х ³ 3 ∙ m (5.1.5)

Принимаем Х=12 мм

Расстояние между опорами, мм:

ℓ_o = B + 2X + b₁ (5.1.6)

ℓ_o = 153 мм

Длина консольного участка вала:

ℓ_К = В/2 + ℓ_У + ℓ_m (5.1.7)

ℓ_К = 137мм

 

Рис 5.1. Эскизная компоновка быстроходного вала.