2.8. Проверочный расчет на контактную статическую прочность при пиковой нагрузке

Расчетные контактные напряжения по формуле 3.21 [1]

.

Допускаемое контактное напряжение при действии пиковой нагрузки для стальных колес с улучшением

,

где предел текучести для стали 45 и диаметра заготовки свыше 120 мм _т=340 МПа (табл.3.3 [1])

.

Условие прочности выполняется.

2.9. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

По формуле (3.25) [1, с.41]

.

Коэффициент нагрузки [1, с.42].

По табл. 3.7 [1] при _bd=1,1, твердости HВ  350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор К_F =1,1; К_F = 1,3 (см. табл. 3.8 [1]). Таким образом, коэффициент k_f=1,11,3=1,43.

К_F  коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. При среднем значении коэффициента торцового перекрытия _ = 1,5 и 8-й степени точности

.

Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_(см. гл. III, пояснения к формуле (3.25) [1]):

• у шестерни ;

• у колеса .

и Y_F2=3,6 [1, с. 42].

Допускаемое напряжение определяем по формуле (3.24) [1]

.

По табл. 3.9 [1] для стали 45 улучшенной при НВ  350 предел выносливости при изгибе ⁰_Flimb=1,8 НВ.

Для шестерни ⁰_Flimb=1,8230=415 МПа, для колеса ⁰_Flimb= 1,8200 = =360 МПа.

[s_f]= [S_F]'^.[S_F]" - коэффициент безопасности (см. пояснения к формуле (3.24) [1]), где [S_F]=1,75 (по табл. 3.9 [1]) и [S_F]"=1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [S_F] = 1,75.

Допускаемые напряжения:

• для шестерни МПа;

• колеса МПа.

Находим отношения :

• для шестерни МПа;

• колеса МПа.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициент Y_ , учитывающий наклон зубьев:

Y_ = 1 - = 1 - = 0,88.

Проверяем прочность зуба по формуле (3.25) [1]:

;

.

Условие прочности выполнено.

2.10. Проверочный расчет на изгибную статическую прочность при пиковой нагрузке

Расчетные изгибные напряжения

.

Допускаемые изгибные напряжения при действии пиковой нагрузки для стальных колес с улучшением:

,

.

Условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал. Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [_K]= 25 МПа (по формуле (8.16) [1])

мм.

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора d_ДВ и вала d_В1. У выбранного двигателя диаметр вала d_ДВ=38 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под d_ДВ=38 мм и d_В1=32мм (округляем d_B1 из формулы до ближайшего числа из ряда на с. 161 [1]). Примем под подшипниками d_п=40 мм.

Ведомый вал. Принимаем [_K]= 25 МПа.

Диаметр выходного конца вала (см. формулу (8.16) [1])

.

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d_B1 = 42 мм (см. гл. VIII, пояснения к формуле (8.16) [1]). Диаметр вала под подшипниками принимаем d_n2= 45 мм, под зубчатым колесом d_к2 = 50мм .

Диаметры остальных участков вала назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.