3.4 Проверочные расчеты на прочность наиболее нагруженных деталей и узлов привода

Проверяются прочность винта и гайки, установленных на нажимном механизме.

Материал винта – сталь 35Л, [σ_сж]=260МПа

Материал гайки – бронза АЖ9-4, [σ_см]=80МПа

Основные геометрические характеристики, необходимые для расчета:

Высота гайки Н=650 мм.

Шаг резьбы S =64

Число витков резьбы в ней

Наружний диаметр гайки d_н=630 мм.

Диаметр фланца D=730 мм.

Нажимной винт рассчитывается на прочность по напряжениям сжатия σ_сж (МПа) с учетом касательных напряжений τ кручения по четвертой теории прочности

Напряжение сжатия в теле винта определяется по формуле

, (3.17)

где Y – усилие действующее на один нажимной винт, МПа;

– внутренний диаметр резьбы, мм.

Напряжение кручения в теле винта определяется по формуле

, (3.18)

где М_в – крутящий момент, приведенный на нажимной винт, кН·м;

Выполнение условия прочности проверяется по выражению:

, (3.19)

где τ - напряжение кручения в теле винта, МПа;

σ_сж- напряжение сжатия в теле винта, МПа.

Условие прочности для винта выполняется.

Напряжение смятия в витках резьбы пары винт-гайка определяется по формуле

, (3.20)

где Y – усилие, действующее на один нажимной винт, МПа;

– наружный диаметр резьбы, мм;

z – число витков резьбы гайки.

Напряжение смятия на площадке контакта фланца гайки со станиной определяется по формуле

, (3.21)

где D – диаметр фланца гайки, мм;

– наружный диаметр гайки, мм.

Сравнивая полученные значения с допускаемым напряжением на смятие для материала гайки [σ]=80МПа, убеждаемся, что условие прочности выполняется.

3.5 Оценка прочности зубчатого зацепления редуктора

Как показывает опыт эксплуатации, зубчатые передачи в большинстве случаев выходят из строя - вследствие разрушения (выкрошки) контактных поверхностей зубьев и реже по их поломкам. Поэтому зубья передач рассчитывают, сначала на прочность по максимальным контактным напряжениям , а затем уже на прочность изгиба .

Проверяется оценка зубчатого зацепления на самой нагруженной ступени. Для стали 35ХНВ

Для проверки контактных напряжений определяется коэффициент нагрузки:

, (3.22)

где – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; при несимметричном расположении колёс и твердости

НВ < 350, ;

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых ;

– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении; для прямозубых колес при .

Контактное напряжение для зацепления зубчатое колесо-винт проверяется по формуле:

, (3.23)

где - коэффициент нагрузки, ;

- вращающий момент на колесе, ;

- ширина колеса, ;

- межосевое расстояние тихоходной ступени, ;

- передаточное число, .

,

Условие прочности выполнено.

Максимальное напряжение изгиба в сечении у основания зубьев определяется по формуле:

(3.24)

где ψ - коэффициент концентрации напряжений при из­готовлении зубьев фрезой;

у - коэффициент формы зубьев; определяется в зависимо­сти от числа зубьев

( при Z=116, y=7,43);

т - модуль зубьев, т = 12;

- ширина колеса, .

,

Условие прочности выполнено.

Контактное напряжение для зацепления зубчатое колесо-шестерня проверяется по формуле (3.23):

- вращающий момент на колесе, ;

- ширина колеса, ;

- межосевое расстояние быстроходной ступени, ;

- передаточное число, .

,

Условие прочности выполнено.

Максимальное напряжение изгиба в сечении у основания зубьев определяется по формуле

у - коэффициент формы зубьев; определяется в зависимо­сти от числа зубьев

( при Z=29, y=3,19);

т - модуль зубьев, т = 12;

- ширина шестерни, .

,

Условие прочности выполнено.