Расчет и обоснование привода (стр. 2 из 3)

Определение слабого элемента при расчете на изгибную выносливость.

Эквивалентное число зубьев:

Коэффициент формы зуба:

Приложение: См. [Балдин, Галевко; стр. 43; рис 2.13]

Сравниваем:

Вывод: слабым элементом является зуб колеса, т.е. расчет на изгибную выносливость необходимо вести по колесу, [σ_F]₄=257,14 МПа.

Определение расчетной нагрузки.

Удельная нагрузка на единицу длины зуба:

см. [Балдин, Галевко; стр. 33; Табл 2.2]

Примечание: см. [Балдин, Галевко; Стр. 30,32; рис 2.11, Табл 2.1]

Определение действующих напряжений изгиба для зуба колеса.

МПа

y_β=cosβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

Вывод:

следовательно работоспособность по изгибной выносливости обеспечена.

Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость.

Определение окружной скорости в зацеплении и степени точности передачи

Принимаем 9 степень точности.

Определение расчетной нагрузки при расчете на контактную выносливость.

– коэффициент распределения между зубьями.

см. [Балдин, Галевко; стр. 33; Табл 2.2]

– коэффициент динамической нагрузки.

Примечание: см. [Балдин, Галевко; Стр. 30,32; рис 2.11, Табл 2.1]

Определение действующих контактных напряжений.

Коэффициент, учитывающий геометрию передачи – Z_H=

Z_м=275 МПа – коэффициент, учитывающий свойства материала.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, где: К_ε=0,95

Вывод: σ_H=438,69 МПа ≤ [σ_H]=448,6 МПа, работоспособность зубчатой передачи по контактной выносливости обеспечена.

Проверочный расчет зубьев при перегрузках

Расчет ведется по T_maxв момент пуска, T_max/T_ном=2,4 из характеристики двигателя.

Контактные напряжения в момент пуска:

Вывод: σ_Hmax=694,99 МПа ≤ [σ_H]_max3=1624 МПа, контактная прочность рабочей поверхности зуба при перегрузках обеспечена.

Напряжения изгиба в период пуска:

Вывод: σ_Fmax=176,88 МПа ≤ [σ_F]_max3=685 МПа, изгибная прочность зуба при перегрузках обеспечена.

2.2 Расчёт конической быстроходной передачи

Принимаем для конической передачи на быстроходной ступени передачу с круговым зубом при β=30⁰ и проводим проектировочный расчет, определяя делительный диаметр шестерни в среднем сечении при коэффициентах К_d=600; Z_M=275 МПа; К_bL=b/R_L=0.285, θ_н=1.25 коэффициент нагрузки при круговом зубе.

=1.07 см. [Балдин, Галевко; стр. 66; рис 3,7]

Число зубьев шестерни Z₁=19 и Z₂=19*3,55=67

Приложение: см. [Балдин, Галевко; стр. 68; рис 3,8]

Определим модуль в среднем сечении

Принимаем стандартное значение m_nm=2, тогда новые значения составляют

d_m1=m_nm*Z1/cosβ₁=2*19/0.867=43,83 мм

d_m2=m_nm*Z2/cosβ₁=2*67/0.867=154,56 мм

m_te=m_nm/(cos β₁*(1–0.5*K_bL))=2/(0.886*(1–0.5*0.285))=2.69 мм

диаметры делительных конусов на внешнем торце конической ступени

d_e1=2.69*19=51.11 мм

d_e2=2.69*67=180,23 мм

d_a1=d_e1+2m_te=51.11+2*2.69=56.49 мм

d_a2=d_e2+2m_te=180.23+2*2.69=185.61 мм

Проверим отсутствие пересечения вала III с колесом Z2 при межосевом расстоянии a_w=160 мм. Минимальный диаметр вала III

d=(Т_ш1000/(0,2 [τ_кр])^0.33=(1000*544/(0.2*25))^0.33=47.7

d_a2/2+47.7/2=185.61/2+24=116.80<160 т.е. колесо Z2 не пересекает вал III

Конусное расстояниеR_l=0.5m_te*(Z₁²+Z₂²)^0.5=0.5*2*(19²+67²)^0.5=69.64 мм

Ширина колеса b_w=R_l*K_bl=69.64*0.285=19.85 мм→20 мм

Угол делительного конуса шестерни δ₁=arctg (Z1/Z2)=arctg (19/67)=15⁰49`

δ₂=90 – δ₁=74⁰10`

2.3 Проверочный расчёт на изгибную выносливость быстроходной ступени

Определение слабого элемента контактирующих колёс

ИмеемZ₁=19, cosβ=0.867, Z₂=67

Эквивалентное число зубьев:

Z_v1=Z₁/(cos³β*cosδ₁)=19/(0.867³*0.97)=30.06

Коэффициент формы зубаY_f4=3.95 при X=0

Приложение см. [Балдин, Галево; стр. 43; рис 2,13]

ПриZ₂=67 эквивалентное число зубьев

Z_v2=Z₂/(cos³β*cosδ₂)=67/(0.867³*0,243)=423,07

Коэффициент формы зуба Y_f4=3.79 при Х=0

Сравним [σ_F]₁/Y_F1 и [σ_F]₂/Y_F2; 278/3,95=70,4>259/3.79=68.3

Вывод: слабым элементом является зуб колеса, поэтому расчёт изгибной выносливости ведём по зубу колеса [σ_F]₂=259 МПа

Определение расчётной нагрузки при расчёте на изгибную выносливость

ν_F=0.94+0.08*U_б=0,94+0,08*3.55=1.224 коэффициент нагрузочной способности для конических передач с круговым зубом;

K_Fβ=1.103 приΨ_bl=0.590

K_FV= 1,11 приHB<350, V=3.83 м/с, и 8 ой степени точности

K_Fα=1.22

Определение действующих напряжений изгиба для зуба колеса.

МПа

y_β=cosβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

Определение коэффициента торцевого перекрытия.

Вывод: σ_F2=81.39 МПа ≤ [σ_H]=259 МПа, работоспособность зубчатой передачи по изгибной выносливости обеспечена.

Проверочный расчет зубьев при перегрузках.

Расчет ведется по T_maxв момент пуска, T_max/T_ном=2,4 из характеристики двигателя.

Контактные напряжения в момент пуска:

Вывод: σ_Hmax=848 МПа ≤ [σ_H]_max3=1260 МПа, контактная прочность рабочей поверхности зуба при перегрузках обеспечена.

Напряжения изгиба в период пуска:

Вывод: σ_Fmax=195.3 МПа ≤ [σ_F]_max3=685 МПа, изгибная прочность зуба при перегрузках обеспечена.

2.4 Расчёт конической передачи на контактную выносливость

Удельное окружное усилие

K_Hβ=1.07 см. [Балдин, Галевко; стр. 66; рис 3.7]

K_HV= 1,04 приHB<350, V=3.83 м/с, и 8 ой степени точности

K_Hα=1.07

Коэффициент сопряжения формы поверхности зуба

Для α_w=20⁰

Z_H=1.76*cosβ=1,76*0,867=1,52

Z_м=275 МПа, для стальных колёс

Вывод: σ_H=431,3 МПа ≤ [σ_H]=448,6 МПа, работоспособность зубчатой передачи по контактной выносливости обеспечена.

3. Расчёт валов на кручение. Предварительный выбор подшипников

3.1 Условия прочности на кручение

τ_кр=T_кр/W_p<[τ_кр]=0.25*360=90 МПа для стали 45 (IIIвал)

валы I и II сталь 40Х σ_т=640 МПа не учитывая действие изгибающих моментов, принимаем для валов [τ_кр]=(20…25) МПа,