Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

.

Здесь J_F = 0,85 – опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической; К_F – коэффициент нагрузки.

К_F = К­­_FbК_Fu = 1,21×1,45 = 1,755,

где К_Fb = 1,21 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, берется из табл. 3.7 [1] при y_bd = 0,56, консольном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости НВ < 350; К_Fu = 1,45 – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при твердости НВ < 350, скорости u = 5,2 м/с и 7-й степени точности (см. табл. 3.8 [1]) (значение взято для 8-й степени точности в соответствии с указанием на с. 53).

Коэффициент формы зуба Y_F выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев [1, c.46]:

для шестерни

,

при этом Y_F1 = 3,88 [1, с.42];

для колеса

,

при этом Y_F2 = 3,6 [1, с.42].

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на изгиб

.

Предел выносливости при изгибе по табл. 3.9 [1] для стали Ст 40Х улучшенной при твердости НВ < 350 = 1,8 НВ;

для шестерни = 1,8×270 = 490 МПа;

для колеса = 1,8×245 = 440 МПа.

Коэффициент запаса прочности

[S_F] = [S_F]'^.[S_F]'' = 1,75×1 = 1,75,

где [S_F]' = 1,75 (по табл. 3.9 [1]) – учитывает нестабильность механических свойств;

для поковок и штамповок [S_F]'' = 1.

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

для шестерни

МПа;

для колеса

МПа;

для шестерни отношение

МПа;

для колеса

МПа.

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как полученное отношение для него меньше.

Проверяем зуб колеса:

МПа < [s_F2] = 250 МПа.

Проверочный расчет на изгибную статическую прочность

При пиковой нагрузке

Расчетные изгибные напряжения при пиковой нагрузке

.

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

;

.

Условие прочности выполнено.

Таким образом, все условия прочности выполняются.

ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов по табл.1:

ведущего вала

Т_к1 = Т₁ = 49,2 Н×м;

ведомого вала

Т_к2 = Т_к1×u×h = 49,2×3,16×0,95 = 147,6 Н×м.

Диаметр выходного конца ведущего вала при допускаемом напряжении [t_к] = 25 МПа (по формуле (8.16) [1])

мм.

Для соединения ведущего вала с помощью МУВП gj UJCN 21424-75 с валом электродвигателя d_дв = 38 мм принимаем d_в1 = 28 мм, под подшипниками d_п1 = =30 мм, под шестерней d_к1 = 20 мм.

Диаметр выходного конца ведомого вала d_в2 определяем при [t_к] = =25 МПа:

мм.

Так как выходной конец вала работает только на кручение, то можно принять меньшее значение диаметра (из конструктивных соображений). Примем d_b2 = 28 мм, под подшипниками d_п2 = 30 мм, под зубчатым колесом d_к2 = 35 мм. Последующие расчеты покажут оптимальность данного выбора.