2 Проверочный расчет

Проверочным расчетом называют определение фактических характеристик главного критерия работоспособности механизма и сравнение их с допускаемыми значениями. Проверочный расчет является уточненным: его проводят, когда форма и размеры деталей известны из проектировочного расчета (таблица 2).

2.1 Проверочный расчет тихоходной и быстроходной цилиндрической прямозубой и косозубой передач

Проверка зубьев по контактным напряжениям σ_н (МПа) выполняется по формуле, рекомендованной стандартом ГОСТ 21354-75:

, (28)

где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

- коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных колес;

- для прямозубых передач;

- для косозубых передач.

Допускается принимать - для прямозубых передач;- для косозубых передач;

K_Hα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, определяется в зависимости от окружной скорости и степени точности изготовления передачи [ 25, табл.2.8. с.18];

K_Hβ – коэффициент концентрации нагрузки [ 25, табл.2.7. с.16];

K_Hυ – коэффициент динамической нагрузки [ 25, табл.10. с.19].

При проверочном расчете прямозубой и косозубой передач рекомендуется [26. с.31] использовать формулу:

, (29)

где значения z_σ = 310 для цилиндрических прямозубых и z_σ = 270 – косозубых передач;

K_H – коэффициент нагрузка. K_H = K_Hα · K_Hβ · K_Hυ.

Проверка зубьев по напряжениям изгиба σ_F (МПа) выполняется отдельно для колеса и шестерни:

а) для колеса

, (30)

где Y_FS4 – коэффициент, учитывающий форму зуба. Выбирая по [25. табл.2.11. с.20];

Y_Fβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба. Для прямозубых Y_Fβ = 1. для косозубых Y_Fβ = 1 – (β⁰/140) [25. с.18];

K_Fα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес K_Fα = 1. для косозубых берется из табл.2.8. [25. с.18] принимается K_Fα = 1,22;

K_Fβ – коэффициент концентрации нагрузки [35. табл.2.9. с.18]. принимается K_Fβ = 1,05;

K_Fυ – коэффициент динамичности. K_Fυ = 1,09 [25. табл.2.10. с.19].

б) для шестерни

. (31)

Результаты проверочного расчета зубчатых передач сведены в таблицу 3.

Таблица 3 – Результаты расчета тихоходной и быстроходной ступеней зубчатых передач

Наименование передачи	σн, МПа	σF, МПа
Цилиндрическая прямозубая, 2-я ступень
Цилиндрическая косозубая, 1-я ступень

Результаты расчетов показывают, что зубчатые передачи первой и второй ступени обеспечивают прочностные качества как по контактным, так и изгибающим нагрузкам (см. таблицу 5 практического занятия №9).

2.2 Расчет долговечности подшипников

Определение долговечности подшипников и уточненный расчет выполняется только для промежуточного вала (рисунок 2), т.к. расчеты для ведущего и ведомого валов аналогичны расчетам валов одноступенчатого цилиндрического редуктора [2, 7, 9, 11, 21, 25-28].

Реакции опор:

в плоскости yOz

(32)

(33)

Проверка:

в плоскости xOz

(34)

(35)

Проверка:

Суммарные реакции:

(36)

. (37)

По более нагруженной опоре выбираются радиально упорные подшипники № 36308 ГОСТ831-75 (D= 90 мм; В = 23 мм; d = 40 мм; С = 39,2 кН; с_о = 30,7 кН) (Приложение К).

Эквивалентная нагрузка

(38)

где коэффициенты и К_т = 1. [26, таблица 9.19; 9.20. с.214].

Отношение ; этой величине соответствует е ≈ 0,19 [таблица 9.18. с.212-213].

Отношение >e, то Х = 0,56 иY = 2,3 [26. таблица 9.18. с.212].

Расчетная долговечность

млн. об. (39)

Расчетная долговечность

ч, > [L_h]_min = 10000 часов [26. с.307].

d

d

F_t1

F_r1

F_r2

T_t2

F_a2

R_x2

R_y2

F_t2

F_a1

F_r2

R_y1

R_x1

F_r1

F_t1

d₃

Рисунок 2 - Расчетная схема промежуточного вала