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_Hβ = 1,18

Коэффициент динамичности =1,16

Коэффициент расчетной нагрузки: К_Нd =

Расчетное контактное напряжение:

_МПа

 

Вывод: Учитывая, что σ_Н = 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:  σ_F ≤ [σ_F]

Рис.2 Схема нагружения зубьев при расчете по напряжениям изгиба

Коэффициент формы зуба шестерни (при z1 = 19 и х = 0):  Y_F1 = 3,95

Коэффициент формы зуба колеса (при z2 = 79 и х = 0): Y_F2 = 3,74

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

Коэффициент повышения изгибной прочности: Y_β = 1-=

Коэффициент повышения прочности передачи: Z_Fβ =

Коэффициент концентрации нагрузки при изгибе: K_Fβ = 1,19

Коэффициент динамической нагрузки при изгибе: K_FV = 1,05

Коэффициент расчетной нагрузки при изгибе: K_F = K_Fβ K_FV = 1,19 1,05 = 1,25

Напряжения изгиба зуба шестерни: σ_F1 = Y_F1 Z_FβМПа

Напряжение изгиба зуба колеса: σ_F2 = Y_F2 Z_FβМПа

Определение допускаемых напряжений при расчете на изгиб.

Показатель степени усталости: m = 9

Коэффициент сопряженности колес: с₁ = с₂ = 1

Базовое число при расчете на изгиб: N_F0 = 4∙10⁶

Эквивалентное число циклов шестерни:

Эквивалентное число циклов колеса: N_FE2 = 60·n₂·c· t_Σ=

Коэффициент долговечности шестерни: K_FL1 == 0.743 принимаем K _FL1 = 1,0

Коэффициент долговечности колеса: K_FL2 == 0.873 принимаем K _FL1 = 1,0

Уточнённые коэффициенты долговечности: 2,0  ≥ K_FLi ≥1,0                   K _FL1= K _FL2=1

Напряжение твёрдости для первой шестерни: σ_F01 750 МПа

Напряжение твёрдости для второй шестерни: σ_F02 = 750 МПа

Коэффициент безопасности: [S_F]  = 1,75

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

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

Допускаемое напряжение:  [σ_F] =

Условие по изгибной выносливости - выполняется: σ_F2 = 160  ≤ σ_F1 = 169 ≤ [σ_F] = 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, σ_В = 900 МПа, σ_Т = 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, σ_В = 900 МПа, σ_Т = 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:    σ_Нmax ≤ [σ_Нmax]

Максимальное контактное напряжение: σ_Hmax = σ_Н 

Максимальное допустимое контактное напряжение: [σ_Нmax] = 2,8 σ_т  = 2,8  750 = 2100 МПа

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

σ_Нmax = 1315 МПа ≤  [σ_Нmax] = 2100 МПа

2.4.2.Расчет по максимальным напряжениям изгиба

Максимальное напряжение изгибной выносливости: σ_Fmax = σ_F∙β^* = 190   2 = 380 МПа

Допускаемое напряжение изгибной выносливости: [σ_Fmax] = 0,8 σ_Т = 0,8  700 = 560 МПа

Условие работоспособности передачи по критерию статической изгибной прочности выполняется:

               σ_Fmax = 380 МПа ≤ : [σ_Fmax] = 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.