2.6 Расчет на прочность деталей привода.

2.6.1 Расчет зубчатой пары второй ступени редуктора

Исходные даны: зубчатое колесо изтовлено из стали 35Х з термической оброботкой: улучнешие , НВ 270...300 : σ⁰_НР= 650 МПа, ;

σ⁰_FP = 150 МПа, для реверсивной передачи, ; количество зубьев z₄= 77, угол наклона зубьев β = 8⁰06¹34¹¹, ширина венца b = 160 мм, диаметр колеса d _к= 622,2 мм.

Шестерня изтовлена из стали 40Х з термической обработкой: улучшение , НВ 240...280 : σ⁰_НР= 650 МПа, ; σ⁰_FP = 150 МПа, для реверсивной передачи, ; количество зубьев z₃= 22, угол наклона зубьев β = 8⁰06¹34¹¹, ширина венца b = 165 мм, диаметр шестерни d_ш = 177,77 мм.

Назначая ресурс передачи ч, находим значения циклов перемены напряжения

×t_ч×n₂ (2.18)

60×10⁴× 281,86 = 16,91 ×10⁷

Так как N_HE > та N_FE > N_FO, то значения коэффициентов долговечности .

Допуcкаемые напряжения:

для колеса

σ^II_HP = σ⁰_НР K_HL (2.19)

σ^II_HP = 650×1= 650 МПа;

σ^II_FP = σ⁰ _FP K_FL (2.20)

σ^II_FP =150 ×1= 150 МПа

для шестерни

σ^I_HP = σ⁰_НР K_HL (2.21)

σ^I_HP = 650×1= 650 МПа

σ^I_FP = σ⁰ _FP K_FL (2.22)

σ^I_FP =150×1= 150 МПа

Определяем окружную скорость

υ = π n₂ d_ш / 60 = 3,14× 281,86 ×177,77×10^-3/60 = 2,62 м/с

Определяем силы, действующие в зацеплении:

Окружная сила

F_t = P₂ /υ (2.23)

F_t = 36,49 ×10³/ 2,62 = 13927,48 Н

Осевая сила

(2.24)

F_а = 13927,48 ×tg 8⁰06¹ 34¹¹= 1957,38 Н

Радиальная сила

(2.25)

F_r = 13927,48 (tg20/cos 8⁰06¹ 34¹¹) = 5120,81 H

Выполним проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев.

Определяем коэффициенты:

(2.26)

[1,88- 3,2 (1/z₃ +1/z₄)] cos β (2.27)

[1,88-3,2( 1/22 +1/77)] cos 8⁰06¹ 34¹¹ = 1,67

Коэффициент нагрузки К_н.=К_нαК_нβК_нυ= 1,05×1,04×1,03 = 1,12

Проверяем контактную выносливость зубьев

σ (2.28)

σ_н = 1,74×274×10³ ×0,88 = 364,66 ×10⁶ Па , что не превышает допускаемое напряжение σ_НР= 650 МПа.

Проверяем выносливость зубьев при изгибе

(2.29)

По формуле вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса :

z¹_υ = z₃/cos β (2.30)

z¹_υ = 22/cos 8⁰06¹ 34¹¹ = 22,22

z¹¹_υ = z₄/cos β (2.31)

z¹¹_υ = 77/cos 8⁰06¹ 34¹¹ = 77,77

По [2, П] 27 интерполируя, определяем коэффициент формы зуба шестерни и колеса .

Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе:

Так как прочность зубьев шестерни оказалась ниже чем зубьев колеса , поэтому проверку на выносливость по напряжениям изгиба следует выполнить для зубьев шестерни.

Значение коэфициента найдем по формуле

(2.32)

Коэффициент назрузки

(2.33)

0,91×1,06×1,09 = 1,05

де , [2., П25] ,

Выносливость зубьев при изгибе:

39,99 МПа ‹ 150 МПа