4.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)

1,76 ∙=1,73

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

=0,78 (4.3)

где e_a - коэффициент торцового перекрытия,

(4.4)

∙= 1,64

K_HV – коэффициент динамической нагрузки определяем по таблице 4.1: K_HV=1,03

K_Ha - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями, определяем по таблице 4.2: K_Ha =1,15

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 3.2);

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)

=120,2

Y_F1=4,20 Y_F2=3,6

Коэффициент Y_b, учитывающий угол наклона зубьев:

(4.9)

Коэффициент K_FV определяем по таблице 4.4. K_FV=1,07 (табл.4.4)

Коэффициент K_Fa определяем по таблице 4.5. K_Fa =1 (табл.4.5)

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 .

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]_max = 2,8 × 270=756МПа

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]_max = 0,8×270=216МПа

5.Конструктивная разработка и расчет валов.

5.1. Конструктивная разработка и расчет быстроходного вала.

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

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

Т₁–крутящий момент на быстроходном валу, Нм.

dмм

Выбор муфты производим в зависимости от диаметра вала d_m.

Муфта 250–32–1.1 ГОСТ 21424–93

Принимаем d_m =20мм; ℓ_m =50мм, Д_М =63мм.

Проверяем правильность выбора муфты.

Т_р =Т₁ ∙ К_р ≤ Т_ном (5.1.2)

где Т₁ – крутящий момент на быстроходном валу, Н∙м;

К_р =1,1 – коэффициент безопасности.

Т_р =30,1 ∙ 1,1=33,11Н∙м ≤ Т_ном=63Н∙м.