9.3 Проверочный расчеты передач

9.3.1 Расчет рабочих напряжений быстроходной передачи.

Величины рабочих контактных напряжений одинаковы для шестерни и колеса, поэтому расчет выполняют только для шестерни. Контактное напряжение в зацеплении определяется по формуле:

где E_пр - приведенный модуль упругости. Для стальных колес и шестерен Е_пр = 2,110⁵ МПа;

Т₁ - момент на шестерне передачи, Т_1Б = 10,19 Нм;

u - передаточное число передачи, u_Б =5,32;

K_H - коэффициент нагрузки.

Коэффициент нагрузки K_H представляется в виде

K_H = K_H  K_HV ,

где K_H - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Назначается в зависимости от схемы нагружения, от параметра

_bd = b_w / d_w1 и от сочетания твердости зубьев шестерни и колеса; для нашего случая _bd = 0,916 и K_H = 1,07 [2, рис. 8.15]

K_HV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, зависящий от вида передачи, степени точности и окружной скорости V; для V = 1.89 м/с K_HV = 1,09 [2, табл. 8.3]

K_H = 1,09  1,07 = 1,17

.

Условие прочности по контактным напряжениям не выполняется, так как

МПаМПа.

Необходимо скорректировать ширину зубчатого венца

мм по ГОСТ-6636-69 принимаем мм

,

K_H = 1,05  1,09 =1,14

Вычислим расчетное контактное напряжение с учетом коэффициентов

Изгибные напряжения в основании зубьев прямозубых колес определяются

по формулам:

- для шестерни:

,

где K_F = 1,15 [2, рис. 8.15]

K_FV = 1,19

K_F = K_F* K_FV = 1,37 [2, стр. 133];

=4,17.

- для колеса:

,

где =3,75.

9.3.2. Расчет рабочих напряжений тихоходной передачи

Величины рабочих контактных напряжений одинаковы для шестерни и колеса, поэтому расчет выполняют только для шестерни. Контактное напряжение в зацеплении определяется по формуле:

где E_пр - приведенный модуль упругости. Для стальных колес и шестерен Е_пр = 2,110⁵ МПа;

Т₁ - момент на шестерне передачи, Т_1Т =52,07 Нм;

u - передаточное число передачи, u_Т = 5,32;

K_H - коэффициент нагрузки;

- для прямозубой передачи.

Коэффициент нагрузки K_H представляется в виде

K_H = K_H  K_HV ,

где K_H - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Назначается в зависимости от схемы нагружения, от параметра _bd = b_w / d_w1 и от сочетания твердости зубьев шестерни и колеса; для нашего случая _bd = = 0,96 и K_H = 1,14 [2, рис. 8.15]

K_HV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, зависящий от вида передачи, степени точности и окружной скорости V; для V = 0,53 м/с K_HV = 1,05 [2, табл. 8.3]

K_H = 1,14  1,05 = 1,2

.

Условие прочности по контактным напряжениям не выполняется, так как

МПаМПа.

Необходимо скорректировать ширину зубчатого венца

мм по ГОСТ-6636-69 принимаем мм

,

K_H = 1,05  1,16 =1,22

Изгибные напряжения в основании зубьев прямозубых колес определяются по формулам:

- для шестерни:

,

K_F = 1,35 [2, рис. 8.15];

K_FV = 1,10;

K_F = K_F* K_FV = 1,49 [2, стр. 133];

=4,17, при Z₁=19.

- для колеса:

,

=3,75 [2, рис. 8.20] при Z₁=101.

9.3.3 Проверка прочности по контактным и изгибным напряжениям быстроходной передачи

Чтобы проверить работоспособность передачи, необходимо сравнить допустимые и рабочие контактные напряжения. Критерий прочности по контактным напряжениям:

338.93 МПа <353 МПа

Условие выполняется.

Критерий прочности по напряжениям изгиба:

Оба критерия выполняются, следовательно, передача работоспособна.

9.3.4 Проверка прочности по контактным и изгибным напряжениям тихоходной передачи

Чтобы проверить работоспособность передачи, необходимо сравнить допустимые и рабочие контактные напряжения. Критерий прочности по контактным напряжениям:

402,84 МПа <416 МПа

Условие выполняется.

Критерий прочности по напряжениям изгиба:

Оба критерия выполняются, следовательно, передача работоспособна.

10 Определение ресурса подшипников промежуточного вала редуктора

Расчетная схема промежуточного вала рассматривается в двух взаимно перпендикулярных плоскостях – плоскостей XY и XZ и представлена на рисунке 6.

Рисунок 6 - Расчетная схема промежуточного вала

Определим реакции, возникающие в подшипниках от усилий F_t2Б и F_t1т в плоскости ОУX:

,

,

Определим реакции, возникающие в подшипниках от усилий F_r2Б и F_r1т в плоскости ОXZ:

,

,

Реакции в подшипниках от усилий:

Определим радиальную нагрузку, действующую на подшипник :

Где Х=1 – коэффициент радиальной нагрузки;

V=1 – коэффициент вращения;

K_σ=1,3…1,5 – коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки: умеренные толчки;

K_т=1 – температурный коэффициент.

Получим: .

Определим долговечность работы по формуле :

где С = 32,0 кН – паспортная динамическая грузоподъемность;

Р = 1,768кН – эквивалентная нагрузка;

р = 3 – для шариковых подшипников;

а₁ = 1 – коэффициент надежности;

а₂ = 1 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;

получим:

Необходимо соблюдение условия:

ч > ч.

Условие соблюдается.