Последовательность определения эквивалентной нагрузки

1. Определить значение параметра осевой нагрузки e по каталогу.

2. Вычислить значения внутренних осевых сил S_A и S_B .

3. Вычислить сумму сил  = S_A + F_x – S_B; определить F_xА и F_xВ.

4. Определить отношения F_xА/ F_rA и F_xВ/ F_rВ и сравнить их с величиной e; назначить коэффициенты X и Y для каждого из подшипников вала

5. Рассчитать эквивалентную нагрузку

для А - опоры значение P _A= (X F_rA +YF_xА)K_б K_т,

для В - опоры значение P _В = (X F_rВ +YF_xВ)K_б K_т.

Расчёт ресурса L_sаh подшипников выходного вала редуктора

1. По каталогу параметр e = …… для подшипника 46….. .

2. Значение осевой силы S_A = …….. = ……. Н; S_B= …….. = …….Н.

3. Значение  = S_A + F_x – S_B = …………………. = ………  или < 0.

Значение F_xА = …………Н; значение F_xВ = …………Н.

4. Отношение F_xА/ F_rA = ………. = ……  или < е; следовательно, при расчёте ресурса подшипника опоры А принимаем Х = …… и Y = ……. .

Отношение F_xВ/ F_rВ = ………. = ……  или < е; следовательно, при расчёте ресурса подшипника опоры В принимаем Х = …… и Y = …….

5. Эквивалентная нагрузка

– А - опоры P_A= (X F_rA +YF_xА)K_бK_т = ……………………….. = ……. Н;

– В - опоры P_В = (X F_rВ +YF_xВ)K_бK_т = ……………………….. = ……. Н.

6 . Расчётный ресурс подшипника опоры А

L_sаh = а₁а₂а₃ = ……………………. = ………. час.

Р асчётный ресурс подшипника опоры В

L_sаh = а₁а₂а₃ = ……………………. = ………. час.

Расчётный ресурс превышает требуемый, т.Е условие Lsаh  Lh выполнено.

4. Расчёт зубчатых передач

4.1. Определение расчётного контактного напряжения

Основная причина ограничения ресурса закрытых зубчатых передач – усталостное повреждение поверхностей контакта, или усталостное выкрашивание. Критерий контактной усталостной прочности зубьев

_H  [_H], (15)

где _H , [_H] – соответственно расчётное контактное напряжение и допускаемое контактное напряжение, принятое по условию отсутствия усталостного повреждения поверхности зубьев.

Результаты расчёта значений _H представлены в таблице 10.

Расчётное значение _H для зубчатой передачи с внешним зацеплением определяют по формуле

(16)

_H = 1,18

где E_пр – приведенный модуль упругости материалов контактирующих зубьев; в данном случае шестерни и колёса изготавливаются из сталей, поэтому E_пр Е = 2,1 10⁵ МПа;

Т₁ –момент, передаваемый шестерней рассчитываемой передачи;

d₁ – делительный диаметр этой шестерни;

l_ – расчётная (суммарная) длина линии контакта зубьев передачи.

Зависимость l_ от _ принимают в виде:

– для прямозубых передач l_ = 3b/(4 – _), где b – ширина венца колеса; где _  [1,88 – 3,2 (1/ z₁  1/ z₂)];

– для косозубых передач при _  1 расчётная длина контактной линии l_  b_/cos; где _  [1,88 – 3,2 (1/ z₁  1/ z₂)]cos;

К_Н – коэффициент расчётной нагрузки вводится в виде произведения коэффициентов, учитывающих влияние ряда факторов условий изготовления и работы зубчатой передачи, а также особенностей её конструкции:

К_Н = К_А К_Н К_НК_Н. (17)

Коэффициент К_А учитывает внешнюю динамическую нагрузку. Принят нами значение К_А = К₂ = ……такое же, как в (8).

Коэффициент динамической нагрузки К_Н учитывает повышение нагрузки зубьев из-за непостоянства передаточного отношения, обусловленного только погрешностями изготовления колёс.

Значение К_Н зависит от скорости, твёрдости поверхности зубьев и степени точности зубчатых передач. Степень точности зубчатых колёс принимается в зависимости от назначения и условий работы [4, таблица 16]. Значения К_Н приняты по [4, таблица 17].

Таблица 10

Параметры проектируемых зубчатых передач

Параметр	Тихоходная передача	Быстроходная передача
Межосевое расстояние, мм	ат =	аб =
Передаточное число	ит =	иб =
Момент T1, Нм	T1 =	T1 =
Модуль зацепления т, мм	т =	т =
Число зубьев шестерни	z1 =	z1 =
Число зубьев колеса	z2 =	z2 =
Диаметр d1, мм	d1 =	d1 =
Ширина венца зубчатого колеса b, мм	b =	b =
Коэффициент bd	bd =	bd =
cos	cos =	cos =
Коэффициент 	 =	 =
Расчётная длина линии контакта зубьев l, мм	l =	l =
Коэффициент К H 	КH =	КH =
Окружная скорость , м/с	 =	 =
Коэффициент К H v	КH v =	КH v =
Коэффициент К H	КH =	КH =
Расчётное значение H, МПа	H =	H =

К оэффициент концентрации нагрузки К_Н учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (по ширине венца зубатого колеса), возникающую из-за деформации валов и опор передачи под действием сил в зацеплении. Коэффициент К_Н определяют по формуле:

К_Н = 1 + (К⁰_Н – 1)К _Нw,

где К⁰_Н – коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы (без учёта приработки);

К_Нw – коэффициент, учитывающий приработку зубьев;

Принято при расчёте значение К_Н = К⁰_Н без учёта приработки.

Значение К⁰_Н зависит от твёрдости поверхности зубьев, от отношения _bd = b/d₁ ширины b венца колеса к делительному диаметру шестерни d₁, от схемы расположения зубчатых колёс (рис. 10 и таблицf 18 [4]).

Коэффициент К_Н неравномерности нагрузки между парами зубьев в связи с погрешностью изготовления определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности (n_cт = 5, 6, 7, 8, 9), используя формулу:

К_Н = 1 + (К⁰_Н – 1)К_Нw,

где для прямозубых передач значение коэффициента К⁰_Н в начальный период работы

К⁰_Н = 1 + 0,06(n_cт – 5) при 1  К⁰_Н  1,25;

а для косозубых передач

К⁰_Н = 1 + С(n_cт – 5) при 1  К⁰_Н  1,6,

С = 0,15 при твёрдости поверхности зубьев Н₁ и Н₂  350 НВ,

С = 0,25 при других значениях твёрдости.

Принято при расчёте значение К_Н = К⁰_Н без учёта приработки.