Проектирование привода технологического оборудования (стр. 3 из 5)

Вычислим окружную скорость в зацеплении

1,54 м/с

Степень точности передачи выбираем по табл. 8 [1] в зависимости от окружной скорости в зацеплении: n_ст=8

2.5 Проверочные расчеты передачи

2.5.1 Проверка прочности на выносливость по контактным напряжениям

Условие контактной прочности передачи имеет вид

Контактные напряжения равны

где Z

- коэффициент вида передачи, Z

= 8400

K_Н – коэффициент контактной нагрузки,

K_Н= K_H_αK_H_βK_Н_V.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

K_H_α=1+ A (n_ст – 5) K_w=1+0,15 (8–5)*0,228=1,103

где А = 0.06 для прямозубых и А = 0.15 для косозубых и шевронных передач;

K_w – коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

K_w= 0.002НВ₂+ 0.036 (V – 9)=

0,228

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_H_β=1+ (K

– 1) K_w,

где K

– коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы, определяемый по табл. 9 [1] в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру.

= 0.5

(u+ 1)=

0,83

= 1,07 K_H_β=1+(1,07–1)*0,228=1,02

Динамический коэффициент определим потабл. 10 [1]

K_Н_V= 1,06

Окончательно получим

K_H=

1,193

Расчетные контактные напряжения

515,657МПа

Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Расчет перегрузки или недогрузки выполним по формуле

=100

=3,9%

2.5.2 Проверка на прочность по напряжениям изгиба

Условия изгибной прочности передачи имеют вид s_Fj

s_FPj_.

Напряжение изгиба в зубьях шестерни

s_FP₁,

где Y_Fj- коэффициенты формы зуба;

K_F- коэффициент нагрузки при изгибе;

Y_b- коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность: Y_е= коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Напряжение изгиба в зубьях колеса

s_FP₂.

Коэффициенты формы зуба

Y_Fj=3.47 +

где Z_Vj – эквивалентное число зубьев, для непрямозубых передач Z_Vj=

Z_V₁=

=31,48; Z_V₁=

=97,586

Y_Fj=3.47 +

=3,89 Y_Fj=3.47 +

=3,61

Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность:

Y_b=

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

;

где

коэффициент торцевого перекрытия:

Коэффициент нагрузки при изгибе

K_F= K_F_αK_F_βK_FV₌

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

K_F_α=1+0,15 (n_c_т-5)=1–0,15 (8–5)=1,45

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_F_β= 0.18 + 0.82K

1,057

Динамический коэффициент при НВ₂< 350

K_FV = 1+ 1.5 (K_HV– 1)=

1,09

Напряжения изгиба

s_F₁=

=117.11 МПа

s_F₂=

=133.76 МПа

Допускается перегрузка по напряжениям изгиба не более 5%, недогрузка не регламентируется.

Условия изгибной прочности передачи выполняются, поскольку s_F₁

s_FP₁ иs_F₂

s_FP_2.

2.6 Силы в цилиндрической косозубой передаче.

Окружная сила F_t=

= 3639 Н

Распорная сила F_r= F_t

= 1346 Н

Осевая сила F_а= F_t*tg

=3639*

=659 H

3. Расчет валов

3.1 Проектный расчет и конструирование быстроходного вала.

Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [

_k]=20 МПа. Ориентировочно определим диаметр вала в опасном сечении, мм

где Т – крутящий момент в опасном сечении вала, T= 332 Н×м

Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда на с. 5 [2]: d= 45,

Длина ступицы будет равна:

Диаметр ступицы определим по формуле:

Тогда расстояние от середины ширины зубчатого колеса до середины ширины подшипника будет:

А=12+5+10+27=54 мм

1. Определение опорных реакций

Плоскость ZOX

Примем что

; R_в^z=

; R_а^z=

; R_в^z +R_а^z-F_r=1246+100–1346=0

Плоскость XOY

; R_в^y=