2.2.7. Проверочный расчет по напряжениям изгиба

Уравнение для проверочных расчетов непрямозубых колес имеет вид ([8],стр.129):

где Y_F - коэффициент, учитывающий влияние формы зуба и концентрации напряжений и коэффициента смещения;

Y_ε - коэффициент перекрытия зубьев,

где - коэффициент торцевого перекрытия:

,

;

- коэффициент, учитывающий наклон зубьев,

;

- удельная расчетная окружная сила:

,

где - коэффициент нагрузки:

где = 1,1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1],стр.178, табл.9.12);

где = 1,3 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ([4],стр.263, рис.10.35);

- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику передачи ([9],стр.51, табл.4.2.8);

Число зубьев биэквивалентного колеса:

Коэффициент Y_F , принимается по графику в зависимости от Z_υ:

Y_F1=3,52;

Y_F2=3,62 ([4],стр.246,рис.10.24);

;

Для шестерни ;

Для колеса ; .

Расчет показывает, что прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

2.2.8. Расчёт на прочность при действии пиковой нагрузки

Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки ([1],стр.161):

где Т = Т_max – максимальный из длительно действующих (номинальный) момент;

Проверка на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента:

;

Проверка на прочность по напряжениям изгиба при кратковременном действии пикового момента:

;

Расчет показывает, что прочность при действии пиковой нагрузки обеспечена.

2.2.9. Сравнительный анализ расчетов конической передачи

Таблица 3. Сравнительный анализ расчетов конической передачи

Расчетный параметр		Значение		Расхождения %
		расчетное	ЭВМ
Эквивалентное число циклов нагружения,	Шестерня			4,7
	Колесо			0
Эквивалентное число циклов нагружения,	Шестерня			4,8
	Колесо			0,26
Коэффициент долговечности,	Шестерня	1,0297	1,0270	0,26
	Колесо	1,19	1,195	0,4
Коэффициент долговечности,	Шестерня
	Колесо
Внешнее конусное расстояние , мм		95,51	95,51
Внешний окружной модуль, mte, мм		2,57	2,57
Углы делительных конусов	Шестерня			0,007
	Колесо			0,003
Числа зубьев	Шестерня	25	25
	Колесо	70	70
Внешний делительный диаметр dе, мм	Шестерня	64,286	64,290	0,006
	Колесо		180
Средний делительный диаметр dm, мм	Шестерня	54,78	55,09	0,56
	Колесо	153,47	154,26	0,5
Внешний диаметр вершин зубьев da, мм	Шестерня	69,27	69,13	0,2
	Колесо	181,05	181,73	0,37
Ширина венца b, мм		28	29	3,57
Расчетное контактное напряжение, МПа		765	776,81	1,5
Расчетное напряжение при изгибе, МПа		314	432,6	37

Анализируя расхождения, приведенные в таблице 3, делаем вывод, что расчеты произведены верно.

3. Разработка эскизного проекта

3.1. Предварительный расчет валов

3.1.1. Выбор материалов

Материал 1-го вала определяется материалом червяка – сталь 40ХН;

материал 2-го вала (вал-шестерня) определяется материалом шестерни – сталь 40ХН;

материал 3-го вала – принимаем сталь 40Х.

Излечение из таблицы ([2], стр.8, табл. 2.1.):

Сталь 40ХН

ТО: улучшение;

Твердость 269..302HB;

МПа;

сталь 40Х - ТО: улучшение;

МПа;

твердость 45..50HRC.

3.1.2.Определение геометрических параметров валов

На данной стадии проектирования производится предварительный расчет диаметров валов исходя из условия прочности на кручение по пониженному допускаемому напряжению :

МПа – для ведущих/ведомых валов;

МПа – для промежуточных валов;

Диаметры ведущих/ведомых концов валов необходимо согласовать с посадочными диаметрами муфт и электродвигателей по ГОСТ 12081-72 и ГОСТ 12080-66 ([4], стр.381):

Предварительный расчет ведут по формуле:

.

Принимаем диаметр ведущего вала равным посадочному диаметру электродвигателя ([5], стр.281, табл. 16.7.2):

мм;

мм;

мм;

Окончательно принимаем мм; мм.