3.4 Проверочный расчёт

Проверим условие пригодности заготовок колёс:

D_заг = d_a1 + 6 = 89,3 + 6 = 95,3 мм < D_пред;

S_заг = b₂ + 4 = 50 + 4 = 54 мм < S_пред.

Условия выполнены.

Проверим контактные напряжения

где К – вспомогательный коэффициент;

К_Н – коэффициент распределения нагрузки;

K_Н – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

К_Нv – коэффициент динамической нагрузки.

Окружная скорость колёс:

v = ₂d₂/(210³) = 24275,7/2000 = 3,31 м/с.

Степень точности передачи – 9.

Расчётное контактное напряжение:

_Н = 376((4918(3,27 + 1)/(275,750))1,111,05)^1/2 = 496,9 < 514,3 Н/мм².

Полученное значение меньше допустимого на 3,4%, условие выполнено.

Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

_F2 = Y_F2Y_F_tK_FK_FK_Fv/(b₂m) ≤ []_F2;

_F1 = _F2Y_F1/Y_F2 ≤ []_F1,

где K_F – коэффициент распределения нагрузки;

K_F – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

K_Fv – коэффициент динамической нагрузки;

Y_F – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса;

Y_ = 1 – /140 = 0,92 – коэффициент наклона зуба.

_F2 = 3,610,924918111,11/(502,5) = 143,3 < 256 Н/мм²;

_F1 = 143,33,75/3,61 = 148,85 < 294,1 Н/мм².

Условия выполнены.

4 Предварительный расчет валов и выбор подшипников

Быстроходный вал (вал-шестерня):

d₁ = (0,8…1,2)d_дв = (0,8…1,2)42 = 33,6…50,4 мм,

где d_дв – диаметр выходного конца вала ротора двигателя, мм.

Из полученного интервала принимаем стандартное значение d₁ = 35 мм. Длина ступени под полумуфту:

l₁ = (1,0…1,5)d₁ = (1,0…1,5)35 = 35…52,5 мм,

принимаем l₁ = 50 мм.

Размеры остальных ступеней:

d₂ = d₁ + 2t = 35 + 22,5 = 40 мм, принимаем d₂ = 40 мм;

l₂  1,5d₂ = 1,540 = 60 мм, принимаем l₂ = 60 мм;

d₃ = d₂ + 3,2r = 40 + 3,22,5 = 48 мм, принимаем d₃ = 48 мм;

d₄ = d₂.

Промежуточный вал

(22010³/(0,210))^1/3 = 47,91 мм, принимаем d₂ = 50 мм;

d₃ = d₂ + 3,2r = 50 + 3,23 = 59,6 мм, принимаем d₃ = 60 мм;

d₄ = d₂;

Тихоходный вал (вал колеса):

(67810³/(0,225))^1/3 = 51,38 мм, принимаем d₁ = 53 мм;

l₁ = (0,8…1,5)d₁ = (0,8…1,5)53 = 42,4…79,5 мм, принимаем l₁ = 80 мм;

d₂ = d₁ + 2t = 53 + 23 = 59 мм, принимаем d₂ = 60 мм;

l₂  1,25d₂ = 1,2560 = 75 мм, принимаем l₂ = 75 мм;

d₃ = d₂ + 3,2r = 60 + 3,23 = 69,6 мм, принимаем d₃ = 70 мм;

d₄ = d₂;

Предварительно назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии:

• для быстроходного вала: 208;

• для промежуточного вала: 210;

• для тихоходного: 212.

5 Расчёт открытой конической передачи

5.1 Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс

Выбираем марку стали: для шестерни – 40Х, твёдость ≤ 350 НВ₁; для колеса – 40Х, твёдость ≤ 350 НВ₂. Разность средних твёрдостей НВ_1ср – НВ_2ср = 20…50.

Определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твёрдость 269…302 НB₁, термообработка – улучшение, D_пред = 125 мм; для колеса твёрдость 235…262 НВ₂, термообработка – улучшение, S_пред = 125 мм.

Определяем среднюю твёрдость зубьев шестерни и колеса:

HB_1ср = (269 + 302)/2 = 285,5;

HB_2ср = (235 + 262)/2 = 248,5.

5.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

для зубьев шестерни и колеса

Коэффициент долговечности для вычисления напряжений изгиба:

K_FL = (N_F0/N)^1/6,

где N_F0 = 410⁶ – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;

N – число циклов перемены за весь срок службы.

Для шестерни K_FL1 = (410⁶/495072000)^1/6 = 0,448;

для колеса K_FL2 = (410⁶/247536000)^1/6 = 0,503.

Так как N₁ > N_F01, а N₂ > N_F02, то принимаем K_FL1 = 1, K_FL2 = 1.

Определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_F0:

для шестерни []_F01 = 1,03НВ_1ср = 1,03285,5 = 294,1 Н/мм²;

для колеса []_F02 = 1,03НВ_2ср = 1,03248,5 = 256 Н/мм²;

Определяем допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни

[]_F1 = K_FL1[]_F01 = 1294,1 = 294,1 Н/мм²,

для колеса

[]_F2 = K_FL2[]_F02 = 1256 = 256 Н/мм².

Далее передачу рассчитываем по меньшему значению допускаемого напряжения изгиба из полученных для шестерни и колеса. Таким образом:

[]_F = 256 Н/мм².