Материал: Записка по КП по ДМ 2

3.1 Проверочный расчет открытой передачи

Выполняем проверочный расчет передачи по контактным напряжениям. Условие прочности записываем следующим образом:

= 1,18 ⋅ ⋅ ; (2.29)

где T₃ ‒ момент на шестерне, H·м; Z_Hβ ‒ коэффициент повышения прочности прямозубых передач по контактным напряжениям; E_пр ‒ модуль упругости, E_пр = 2 · E₁ · E₂/(E₁ + E₂), для стальных зубчатых колес E_пр  2,1  10⁵ МПа; K_H ‒ коэффициент расчетной нагрузки.

Рассчитываем коэффициенты перекрытия. Для нефланкированных передач без смещения коэффициент торцового перекрытия

= ⋅ (1 + cos( ) ⋅ cos( ); (2.30)

= ⋅ (1 + cos(0)) ⋅ cos(0) = 2,09.

Коэффициент Z_Hβ определяем по формуле

Z_Hβ = ; (2.31)

Z_Hβ = = 0,691.

Коэффициент расчетной нагрузки

= ⋅ ⋅ ; (2.32)

где K_Hα ‒ коэффициент распределения нагрузки между зубьями; K_Hβ ‒ коэффициент концентрации нагрузки. Определен ранее по графикам, а как K_Hβ = 1,45; K_H ‒ коэффициент динамической нагрузки.

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями находим по формуле:

= 1 + C ⋅ ( – 5) ; (2.33)

где С – коэффициент твердости и типа зубьев. С = 0,06 – для прямозубых передач, С = 0,15 ‒ для косозубых передач при твердости зубьев колеса и шестерни более 350 HB, С = 0,25 ‒ если твердость зубьев колеса меньше либо равна 350 HB; nст ‒ степень точности изготовления колес, nст = 5…9; [K_Hα] ‒ допускаемое значение коэффициента K_Hα. [K_Hα] = 1,25 ‒ для прямозубых передач, [K_Hα] = 1,6 ‒ для косозубых.

В рассматриваемом примере

= 1 + 0,25 ⋅ (7– 5) = 1,5 1,6.

Для определения коэффициента динамической нагрузки K_Hυ необходимо знать окружную скорость υ.

v₁ = ; (2.34)

v₁ = = 1 м/с.

Коэффициент K_Hυ можно найти по табл. В.1. Если окружная скорость υ ≤ 1 м/c, данный коэффициент принимаем KHυ = 1,0.

= 1,5 ⋅ 1 ⋅ 1,23 = 1,845;

Таким образом

= 1,18 ⋅ 0,691 ⋅ = 621,32 МПа;

> [ ] = 460 МПа.

Условие прочности не выполняется. Перегрузка составляет:

= ⋅ 100%; (2.35)

= ⋅ 100% = 35,07 %.

Корректировать данные несоответствия можно с помощью ширины зубчатых колес b_w. В рассматриваемом случае увеличиваем ширину колеса b_w2 = b_w = 89 мм. Ширину шестерни можно увеличить на 5…10 мм. Принимаем b_w1 = 94 мм.

Таким образом

= 1,18 ⋅ 0,691 ⋅ = 461,02 МПа;

> [ ] = 460 МПа.

Контактная прочность передачи обеспечена.

Недогрузка составляет:

= ⋅ 100% = 0,1 %.

что менее 20 % и является допустимым. Напомним, что перегрузка, в случае ее возникновения, не должна превышать 5 %.

Выполняем проверочный расчет прочности передачи по напряжениям изгиба:

= ; (2.36)

где F_t ‒ окружная сила, H; K_F ‒ коэффициент расчетной нагрузки по напряжениям изгиба; Y_FS ‒ коэффициент формы зуба; Y_Fβ ‒ коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба.

Определяем силы, действующие в зацеплении. Значение окружной силы необходимо для расчета прочности на изгиб, другие составляющие – для дальнейшего расчета вала и подбора подшипников.

= ; (2.37)

= = 3899,54 H;

= ; (2.38)

= = 1419,31 H.

Коэффициент формы зуба YFS выбираем по графику (рис. 2.6) при коэффициентах смещения x1 = x2 = 0 в зависимости от эквивалентного числа зубьев zv шестерни и колеса.

= ; (2.39)

= = 21.

= ; (2.40)

= = 78.

При нулевом суммарном смещении для шестерни Y_FS1 = 4,1, для колеса Y_FS2 = 3,75. Для шестерни и для колеса находим отношение :

= = 88,53;

= = 67,2.

Дальнейший расчет ведем по колесу, т. к. данное соотношение меньше. То есть принимаем [ ] = [ ]₂ = 252 МПа, Y_FS = Y_FS2 = 3,75.

Коэффициент Y_Fβ должен быть ≥ 0,7. Принимаем Y_Fβ = 0,7.

Коэффициент расчетной нагрузки K_F по напряжениям изгиба определяем аналогично коэффициенту K_H:

K_F  K_Fα ⋅ K_Fβ ⋅ K_Fυ; (2.41)

где K_Fα ‒ коэффициент распределения нагрузки между зубьями; K_Fβ ‒ коэффициент концентрации нагрузки; K_Fυ ‒ коэффициент динамической нагрузки.

При расчете на прочность по напряжениям изгиба принимаем K_Fα = K_Hα. Ранее определено K_Hα = 1,5. Значит, K_Fα = 1,5.

Коэффициент концентрации нагрузки K_Fβ выбираем по графикам в зависимости от твердости шестерни и колеса, вида расположения колес в редукторе и значения ψ_bd. Из графиков видно, что при ψ_bd = 0,705 K_Fβ = 1,45.

Коэффициент динамической нагрузки выбираем в зависимости от степени точности и окружной скорости. В рассматриваемом случае, т. к. окружная скорость υ ≤ 1 м/c, данный коэффициент можно принимать K_Fυ = 1,0.

Таким образом, коэффициент расчетной нагрузки по напряжениям изгиба KF определяем по формуле:

K_F  1,5 ⋅ 1,45 ⋅ 1 = 2,175.

Тогда по формуле:

= = 125,07 МПа [ ] = 252 МПа.

Перегрузка составляет:

= ⋅ 100%; (2.42)

= ⋅ 100% = 50 %.

Условие изгибной прочности выполняется.

4. Расчет валов привода

4.1 Проектный расчет всех валов привода

Расчет диаметров шеек валов под зубчатое колесо производим по формуле:

= ; (4.1)

где Т – момент на валу, Н ⋅ м; [τ] – допускаемые напряжения кручения, МПа

Диаметр остальных шеек валов принимаем по конструктивным соображениям ориентируясь на рассчитанный диаметр шейки вала под зубчатое колесо.

Производим расчет быстроходного вала редуктора:

= = 19,74 мм.

Принимаем диаметр = 20 мм, диаметр под подшипник = 15 мм, диаметр выходного конца вала = 10 мм.

Производим расчет тихоходного вала редуктора:

= = 33,19 мм.

Принимаем диаметр = 35 мм, диаметр под подшипник = 30 мм, диаметр выходного конца вала = 25 мм.

Производим расчет промежуточного вала редуктора:

= = 49,91 мм.

Принимаем диаметр = 50 мм, диаметр под подшипник = 45 мм, диаметр выходного конца вала = 40 мм.

4.2 Проверочный расчет тихоходного вала редуктора на усталостную выносливость

Исходные данные:

В качестве примера рассчитаем тихоходный вал одноступенчатого редуктора в составе привода лебедки, устанавливаем, что вращающий момент, действующий

на тихоходный вал редуктора, Т = 102,363 Н·м, а частота вращения вала n = 365 мин^‒1. На валу III установлены червячное колесо, подшипники и прямозубое зубчатое колесо. Из предыдущих расчетов делительный диаметр колеса d₂ = 192 мм, ширина колеса b_w = 40 мм. В качестве материала вала выбираем сталь 40Х, улучшенную, = 850 Мпа, = 550 Мпа.

Определяем средний диаметр редукторного тихоходного вала при [τ] =14 МПа по формуле: