Проектирование узла привода (КПД привода равен 0,9224; передаточное число привода - 13,64), страница 2

              

Коэффициент концентрации нагрузки по ширине зуба, при что-то там K = 1,18

Коэффициент динамичности =1,16

Коэффициент расчетной нагрузки: КНd =

Расчетное контактное напряжение:

МПа

 

Вывод: Учитывая, что σН = 930 МПа ≤  = 1407 МПа , условие контактной выносливости – выполняется.


2.3 Проверочный расчет на изгибную выносливость

Задача расчета:  оценка работоспособности передачи по критерию выносливости при изгибе, с целью предупреждения усталостной поломки зубьев.

Условие расчета:  σF ≤ [σF]

Рис.2 Схема нагружения зубьев при расчете по напряжениям изгиба

Коэффициент формы зуба шестерни (при z1 = 19 и х = 0):  YF1 = 3,95

Коэффициент формы зуба колеса (при z2 = 79 и х = 0): YF2 = 3,74

Коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар: K = 1,07

Коэффициент повышения изгибной прочности: Yβ = 1-=

Коэффициент повышения прочности передачи: Z =

Коэффициент концентрации нагрузки при изгибе: K = 1,19

Коэффициент динамической нагрузки при изгибе: KFV = 1,05

Коэффициент расчетной нагрузки при изгибе: KF = K KFV = 1,19 1,05 = 1,25

Напряжения изгиба зуба шестерни: σF1 = YF1 ZМПа

Напряжение изгиба зуба колеса: σF2 = YF2 ZМПа

Определение допускаемых напряжений при расчете на изгиб.

Показатель степени усталости: m = 9

Коэффициент сопряженности колес: с1 = с2 = 1

Базовое число при расчете на изгиб: NF0 = 4∙106

Эквивалентное число циклов шестерни:

Эквивалентное число циклов колеса: NFE2 = 60·n2·c· tΣ=

Коэффициент долговечности шестерни: KFL1 == 0.743 принимаем K FL1 = 1,0

Коэффициент долговечности колеса: KFL2 == 0.873 принимаем K FL1 = 1,0

Уточнённые коэффициенты долговечности: 2,0  ≥ KFLi ≥1,0                   K FL1= K FL2=1

Напряжение твёрдости для первой шестерни: σF01 750 МПа

Напряжение твёрдости для второй шестерни: σF02 = 750 МПа

Коэффициент безопасности: [SF]  = 1,75

Допускаемое напряжение первой шестерни: [σF]1 = 429 МПа

Допускаемое напряжение второй шестерни: [σF]2 = 429 МПа

Допускаемое напряжение:  [σF] =

Условие по изгибной выносливости - выполняется: σF2 = 160  σF1 = 169 ≤ [σF] = 429 МПа

Вывод: Проверка выносливости пройдена успешна, что говорит об обеспечении работоспособности механизма на данном этапе проектирования.

2.4. Проверочные расчеты для режима кратковременных перегрузок.

Выбор материалов колес и режима термообработки:

-Материал шестерни и режим термообработки, при НB1 = 610 и  d1 = 48,469 мм:

               Сталь 12ХН3А, s < 60 мм, 56..63 HRC, σВ = 900 МПа, σТ = 700 МПа, термическая обработка – цементация: закалка, отпуск.

- Материал колёса и режим термообработки, при НВ2 = 570 и 2 d2 = 201,531 мм:

               Сталь 12ХН3А, s < 60 мм, 56..63 HRC, σВ = 900 МПа, σТ = 700 МПа, термическая обработка – цементация: закалка, отпуск.

2.4.1.Расчет по максимальным контактным напряжениям

Задача расчета: оценка работоспособности передачи по критерию статической контактной прочности, с целью предупреждения пластического обмятия зубьев.

Условие расчета:    σНmax ≤ [σНmax]

Максимальное контактное напряжение: σHmax = σН 

Максимальное допустимое контактное напряжение: [σНmax] = 2,8 σт  = 2,8  750 = 2100 МПа

Вывод: Условие работоспособности передачи по критерию контактной прочности выполняется, т.к.

σНmax = 1315 МПа ≤  [σНmax] = 2100 МПа

2.4.2.Расчет по максимальным напряжениям изгиба

Максимальное напряжение изгибной выносливости: σFmax = σF∙β* = 190   2 = 380 МПа

Допускаемое напряжение изгибной выносливости: [σFmax] = 0,8 σТ = 0,8  700 = 560 МПа

Условие работоспособности передачи по критерию статической изгибной прочности выполняется:

               σFmax = 380 МПа ≤ : [σFmax] = 560 МПа

Выводы: работоспособность проектируемой передачи обеспечивается по всем критериям.


4.Проектирование узла привода.

4.1. Проектный расчёт промежуточного вала и предварительный выбор подшипников

качения.