2.2. Расчет зубьев на выносливость при изгибе

Силы, действующие в зацеплении:

– окружная

F_t = 2T₁ / d₁ =2∙18,6165∙10³/40,571=917,72 Н;

– радиальная

F_r = F_ttg / cos = 917,72∙tg20°/cos 9°6 ́=338,82 Н;

– осевая

F_a = F_ttg = 917,72∙tg 9°6 =155Н.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле

_F = (F_t  K_FY_F  Y_  K_FL) / (b  m_n) [_F]_.

Коэффициент нагрузки:

K_F = K_F  K_FV,

где K_F-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (коэффициент концентрации нагрузки), при _вd =0,82, НВ  350 и несимметричном расположении колес. K_F = 1,17 (табл. 3.7 [2]),

K_FV-коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности), K_FV= 1,1 (табл. 3.8 [2])/

Таким образом,

K_F = K_F  K_FV =1,17*1,1=1,287

Коэффициент Y_F, учитывающий форму зуба, определяем по эквивалентному числу зубьев z_v:

z_v1 = z₁ / cos ³ = 32/(0,98591)³=32

z_v2 = z₂ / cos ³ = 80/(0,98591)³=84

Y_F1= 3,78 и Y_F2=3,608 (табл. 3.9 [2]),

Допускаемые напряжения на изгиб:

[_F]=_Flimb/[S_F];

[S_F]=[S_F] [S_F],

где S_Fmin – коэффициент безопасности;

S_F-коэффициент, учитывающий нестабильность материала зубчатых колес,

S_F = 1,75 (табл. П.2.15);

S_F – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки для изготовления зубчатого колеса, для поковок и штамповок, S_F =1,0.

Таким образом,

[S_F]=1,75 1 = 1,75.

_Flimb1 = 1,8 НВ

_Flimb1 = 1,8*250=450 МПа (для шестерни)

_Flimb2 = 1,8*220=396 МПа (для колеса).

Допускаемые напряжения:

[_F1]= 450/1,75=257 МПа, .

[_F2]= 396/1,75=226 МПа

Определим коэффициенты:

Y_ = 1 – /140 = 1-9,6/140=0,93/

K_F = 4 + (_-1)(n-5) / 4_.

_-коэффициент торцевого перекрытия,

_ = 1,5;

n-степень точности колес, n = 8.

П роверяем прочность зуба по формуле

_F=(F_tK_FY_FY_ K_F)/(bm_n)_.

Для шестерни

_F1 = (917,72∙1,287∙3,78∙0,93∙0,92)/(33,4∙1,25)=91,49 МПа ≤[_F1]=257МПа

Для колеса

_F2 = (917,72∙1,287∙3,608∙0,93∙0,92)/(28,4∙1,25)=102,71 МПа ≤[_FР2 ]==226МПа

Условие прочности при изгибе зубьев выполнено.

3. Предварительный расчет валов редуктора

3.1. Расчет ведущего вала

Диаметр выходного конца вала:

d_в1= (16Т₁/_к )^1/3,

где _к – допустимые касательные напряжения при кручении, _к= 25МПа;

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электро­двигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора d_дв и вала d_в1. Принимаем d_в1 = d_дв . Диаметр электродвигателя примем d_дв = 28 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424 — 75 с расточками полумуфт под d_дв = 28 мм и d_в1 = 28 мм (рис. 3.1). Примем под подшипни­ками d_п1 = 30 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом .

Рис. 3.1. Конструкция ведущего вала

3.2. Расчет ведомого вала

Примем _к=20 МПа.

Диаметр выходного конца вала

Принимаем d_в2=30мм. Диаметр вала под подшипниками d_п2= 35мм, под зубчатым колесом d_к2=40мм.

Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений. Конструкция ведомого вала приведена на рис. 3.2.

Рис. 3.2. Конструкция ведомого вала