Материал: 09-05_ПЗ.docx_105d1f632a5093e614074350146d60ca_(1).docx_177d9d2e66cf5ce6180d8de6fc4cef84

Проверочный расчет

8. Проверка пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала

для их изготовления. Диаметр заготовки шестерни

мм.

Условие пригодности заготовки шестерни

,

где D_пред -см. табл.1П.7 приложения 1П [1, с. 370]. Для стали 40Х при термообработки улучшение для твердости поверхности 269...302 НВ D_пред=125 мм. Таким образом, для изготовления шестерни принимаем сталь 40Х. Выберем материал для изготовления колеса. Для этого определим толщину заготовки диска колеса С_заг и толщину заготовки обода S_заг:

мм;

мм.

Наибольшую из величин С_заг и S_заг сравниваем для той же марки стали, что и для шестерни (т.е. 40Х) по табл. 1П.7 приложения 1П [1, с. 370] при термообработки улучшение для твердости поверхности 235...262 НВ с S_пред =125 мм. Условие С_заг =24< S_пред =125 мм выполняется. Таким образом, для изготовления колеса также подходит сталь 40Х

9. Определение степени точности передачи. Окружная скорость υ (м/с)

шестерни или колеса в полюсе зацепления одинакова и может быть определена:

_(2.9)

м/с.

По табл. 1П.15 приложения 1П [1, с. 375], исходя из υ =0,8 м/с для прямозубых цилиндрических передач выбираем 9-ю степень точности, при которой допускается окружная скорость зубчатых колес до 2 м/с.

10. Определение сил, действующих в прямозубом зацеплении. Окружная сила F_t на делительном цилиндре

(2.11)

Н

При этом для шестерни и колеса:

Н.

Радиальная сила F_r:

_(2.12)

Н.

11.Определение коэффициента нагрузки К_н. При расчете на сопротивление контактной усталости

Коэффициент К_На = 1 -для прямозубых передач.

Коэффициент K_Hβ уточняем по той же кривой V при HB₁<350 и HB₂<350 (см. табл. 1П.12 приложения 1П) [1, с. 374], что и при предварительном расчете в п.3, в зависимости от уточненной в п.7 величины ψ_bd=0,98. При этом коэффициент K_нβ практически не изменился: K_Hβ=1,01.

По табл. 1П.17 приложения 1П [1, с. 376] коэффициент δ_Н=0,06 при HB₁<350 и HB₂<350 .

По табл. 1П.18 приложения 1П [1, с. 376] коэффициент g₀= 7,3 (при m=2,5 мм и 9-й степени точности).

Тогда динамическая добавка

(2.13)

Коэффициент K_HV:

.

Окончательно

.

12. Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости. Для стальных зубчатых колес коэффициент Z_H, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубьев: Z_Е =190 МПа^1/2.

Коэффициент Z_Н, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямозубых передач без смещения.

Коэффициент торцового перекрытия зубьев для прямозубой передачи при­ближенно можно определить по формуле

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубой передачи .

Расчетное значение контактного напряжения

Мпа

Где b_w = b₂ =48мм.

Сопротивление контактной усталости обеспечивается, так как выполняется условие: σ_н=362 МПа < [σ_н]=454 МПа.

13.Определение допускаемого напряжения изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе. По табл. 1П.9 приложения 1П [1, с. 371] для термообработки улучшения предел выносливости при изгибе σ_Flim и коэффициент запаса S_F:

МПа;

МПа,

где Н_HB1 и Н_HB2 - см. п. 2;

На основании рекомендаций, изложенных в п. 2.1,определяем коэффициенты долговечности Y_N1 и Y_N2.

Для шестерни при N_FE> N_Flim1 принимается Y_N1 =1.

Для колеса при при N_FE> N_Flim1 принимается Y_N1 =1.

Тогда допускаемое напряжение изгиба:

МПа;

МПа.

14. Определение коэффициента нагрузки К_F. Коэффициент нагрузки при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе:

_(2.14)

Коэффициент К_Fа = 1 -для прямозубых передач.

Коэффициент K_Fβ принимаем по табл. 1П.12 приложения 1П [1, с. 374] при HB₁<350 и HB₂<350 при ψ_bd=0,98 (кривая V): K_Fβ =1,1.

Коэффициент δ_F ,учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев: δ_F =0,16 .

Коэффициент g₀= 7,3- см. п.12.

Тогда динамическая добавка

Коэффициент K_HV:

.

Окончательно

.

15. Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

Коэффициент Y_FS, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:

;

.

Тогда расчетное напряжение изгиба σ_F:

МПа;

МПа.

Сопротивление усталости при изгибе обеспечивается, так как выполняются условия:

Отмечаем, что для данного варианта термообработки основным критерием работоспособности передачи является сопротивление контактной усталости, а не усталости при изгибе.

17. Проверочный расчет передачи на контактную прочность при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке). Цель данного расчета - проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке), не учтенной при расчете на сопротивление контактной усталости. По табл. 1П.9 приложения 1П [1, с. 371] предельно допускаемое контактное напряжение :

МПа;

МПа.

где σ_Т -см. табл. 1П.7 приложения 1П [1, с. 370]: для шестерни из стали 40Х при термообработки улучшение для твердости поверхности 269...302 НВ σ_Т1 = 750 МПа; для колеса из стали 40Х при термообработки улучшение для твердости поверхности 235...262 НВ σ_Т2 = 640 МПа.

В качестве расчетной принимаем наименьшую величину = 1792 МПа. Максимальное контактное напряжение при кратковременной перегрузке

МПа,

где <т_н 454 МПа -см. п. 13; К_п =1,4.

Статическая прочность рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям при кратковременной перегрузке обеспечивается, так как выполняется условие

МПа.

2.6. Силовая схема нагружения

3. Ориентировочный расчёт валов, подбор и проверка подшипников на долговечность

3.1. Ориентировочный расчёт валов

1.Марка стали -40, твердость 240 НВ.

2. Определяем диаметры участков валов:

Быстроходный вал-шестерня

мм, принимаем d=24 мм.

мм, принимаем d_п=30 мм.

мм, принимаем d_бп=38 мм.

Промежуточный вал

Марка стали – 40 твердость 240 НВ.

мм, принимаем d=44 мм.

мм, принимаем d_п=40 мм.

мм, принимаем d_бк=50 мм.

Тихоходный вал

мм, принимаем d=48 мм.

мм, принимаем d_п=55 мм.

мм, принимаем d_бп=64 мм.

После компоновки редуктора на миллиметровке измеряем длины l и f:

Быстроходный вал-шестерня: l=98 мм , f=73 мм.

Тихоходный вал: l=100 мм , f=88 мм.

Нагрузка от муфты на быстроходный вал: Н.

Нагрузка от муфты на тихоходный вал: Н.

18. Проверочный расчет передачи при изгибе пиковой нагрузкой (при кратковременной перегрузке). Цель данного расчета - проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке), не учтенной при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

По табл. 1П.9 приложения 1П [1, с. 371] предельно допускаемое напряжение изгиба

^:

Мпа;

Мпа,

Максимальное напряжение изгиба σ_Fmax при кратковременной перегрузке:

МПа,

МПа,

где σ_F1 =153 МПа и σ_F2 =167 МПа - см. п. 16.

Статическая поломка зубьев при кратковременной перегрузке будет отсутствовать, так как выполняются условия: