Проверочный расчет ступени по напряжениям изгиба

Определение допустимых напряжений

 

Эквивалентные числа циклов напряжений изгиба для шестерни N_FE1 и колеса N_FE2 /6. с.43/:

N_FE1=60∙n_б∙t₀∙c_F; N_FE2=60∙n_T∙t₀∙c_F, где c_F - параметр режима нагрузки по напряжениям изгиба, который для твердости зубьев HRC>40 и тяжелого режима работы равен c_F=0,2 /2. с.95/;

N_FE1=60∙1000∙9928∙0,2=1,19∙10⁸ циклов;

N_FE2=60∙200∙9928∙0,2=2,39∙10⁷ циклов.

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для шестерни K_FL1 и колеса K_FL2 /5. с.114/:

Принимаем

 

K_FL1=K_FL2=1. K_FL1=⁹√N_FO1/N_FE1 = 0,7;

 K_FL2=⁹√N_FO2/N_FE2 = 0,82;

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни s_FP1 и колеса s_FP2 /5. c.114/:

 

s_FP1 =s⁰_FP1∙ K_FL1

s_FP2 =s⁰_FP2∙ K_FL2, где

 

s⁰_FP1=240 МПа – допускаемое напряжение изгиба при базовом числе циклов нагружения (табл. 2).

 

s_FP1=240∙0,7=168 МПа

s_FP2=240∙0,82=197 МПа

Расчет зубьев на выносливость

 

Действующие напряжения изгиба /7. с.101/:

 

s_F =Y_b∙Y_F∙K_F∙F_t/(b₂∙m)

 

В этой формуле F_t=1814 Н – окружное усилие; b₂=40 мм – ширина колеса; m_n=3,0 мм – модуль зацепления;

коэффициент наклона зуба Y_b=1-b/140°=1-15/140=0.90;

коэффициент формы зуба Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев

 

Z_n=Z/Cos³b; для Z_n1=Z₁/Cos³b=17/Cos³15»20,0 и

Z _n2=Z₂/Cos³b=90/Cos³15»100,0

 

находим /7. с.101/ Y_F1=4,09 и Y_F2=3.6; коэффициент нагрузки вычисляется по формуле

 

K_F=K_Fa∙K_Fb∙K_Fu,

 

где K_Fa - коэффициент неравномерности нагрузки, которой для косозубых передач 9-ой степени точности равен K_Fa=1/7. с.92/; K_Fb - коэффициент концентрации нагрузки, который для схемы передачи №6 /7. с.94/ при твердости зубьев колеса HRC>40 и отношении b₁/d₁=30/53=0,57; K_Fb= K⁰_Fb=1,06. K_Fu - коэффициент динамичности, который для 9-ой степени точности при твердости зубьев колеса HRC>40 и окружной скорости u=2,72 м/с равен K_Fu=1.03 /3. с.15/; следовательно, K_F=1∙1,06∙1,03=1,814.

Окончательно получим:

 

 s_F1 =0,9∙4,1∙1,092∙1790/(46∙3)=52,1 МПа.

 s_F2 =0,9∙3,6∙1,092∙1790/(40∙3)=52,8 МПа.

Поскольку эти значения меньше допустимых s_F1=s_F1=240 МПа (табл. 1), то усталостная прочность зубьев при изгибе обеспечена.

 

Расчет зубьев на статическую прочность

 

Действующие напряжения изгиба при перегрузке s_Fmax=s_F∙ γ, где γ=Т_пуск/Т_ном=2,0

– коэффициент кратковременной перегрузки электродвигателя (см. п.3.1.);

 

s_F1max = 94∙2=188 МПа,

s_F2max =95∙2=190МПа.

 

Поскольку эти значения меньше допускаемых:

s_F1max =s_F2max=430 МПа (табл. 1), статическая прочность зубьев при

кратковременных перегрузках обеспечена.

Проектирование валов закрытой зубчатой передачи

Предварительный расчет и конструирование валов

 

В качестве материалов валов выберем конструкционную сталь 35 по ГОСТ 1050-74 /5. с.74/ со следующими механическими характеристиками:

 

s_в=520 МПа; s_т=280 МПа; τ_т=170 МПа; s_-1 =150 МПа;

τ_-1 =150 МПа, y_τ=0.

 

Диаметры выходных участков тихоходного d_ТВ и быстроходного d_БВ валов посадочный диаметр под колесом определяем из расчета только на кручение /3. с.24/

 

d_ТВ =(5…6)³√Т_т =34,3 мм,

d_БВ =(7…8)³√Т_б =28 мм.

 

Принимаем стандартные по ГОСТ 6636-69 /3. с.372/ значения: d_ТВ=34 мм, d_БВ=28 мм. Длины выходных участков принимаем по ГОСТ 12080-66 /5. с.79/: l_БВ1 =51 мм и l_БВ2=57 мм, l_ТВ1=59 мм

Диаметры и длины остальных участков валов выбираем из конструктивных соображений (рис.II).

Подшипники для всех валов редуктора выбираем по величине посадочного диаметра и предварительно назначаем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии по ГОСТ 8338-75 (рис.12), параметры которых сведены в табл.3 /7, C.530/.

По величине посадочных диаметров (рис.II) выбираем размеры призматических шпонок (рис.13) по ГОСТ 23360-78 /7, с.302/, находим моменты сопротивления сечения валов (рис.12), ослабленных шпоночным пазом /2. с.98/, и основные данные заносим в табл.4.