9.5.2.8. Проверочный расчет цилиндрической косозубой передачи z3–z4 групповой ступени по напряжениям изгиба

1. Удельная расчетная окружная сила рассчитывается по формуле

Н/мм,

где T₂ – расчетный крутящий момент на втором валу привода, Н·м: T₂ = 93,83 Н·м;

b_w3 – ширина зубчатого венца, мм: b_w3 = 30 мм;

d₃ – делительный диаметр шестерни z₃, мм: d₃ = 73,35 мм;

K_FV – коэффициент динамической нагрузки в зацеплении: K_FV = 1,1;

K_Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределе-ния нагрузки по ширине венца: K_Fβ = 1,1;

K_Fα – коэффициент распределения нагрузки между зубьями: K_Fα = 1,0;

2. Расчетное напряжение изгиба зубьев

МПа,

где W_Ft3 – удельная расчетная окружная сила, Н/мм: W_Ft3 = 103,2 Н/мм;

m_n2 – нормальный модуль наиболее нагруженной передачи групповой передачи, мм: m_n2 = 3,0 мм;

Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба: Y_F = 3,9;

Y_ε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев: Y_ε = 1;

Y_β – коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Y_β = 1 – β/140,

где β – угол наклона зубьев, градус: β = 11°.

Y_β = 1 – 11/140 = 0,92.

Тогда расчетное напряжение изгиба зубьев

3. Допускаемое напряжение при расчете зубьев на выносливость при изгибе рассчитывается по формуле

, МПа,

где σ_Flimb3 – предел выносливости материала зубьев, МПа: σ_Flimb3 = = 500 МПа;

S_F – коэффициент безопасности: S_F = 1,75;

K_Fg – коэффициент, учитывающий влияние шлифования передней поверхности зубьев: K_Fg = 1,1;

K_Fa – коэффициент, учитывающий влияние упрочнения переход-ной поверхности зубьев в результате механической обработки: K_Fa = 1,3;

K_Fc – коэффициент, учитывающий особенности работы зубьев при передаче реверсивной нагрузки: K_Fc = 0,7;

K_Fx – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса: K_Fx = 1;

K_FL – коэффициент режима нагружения и долговечности: K_FL = 1;

Y_R – коэффициент, учитывающий параметры шероховатости переходной поверхности зубьев: Y_R = 1,2;

Y_S – коэффициент, учитывающий чувствительность материала зубь-ев к концентрации напряжений у основания зуба: Y_S = 1,1  m_n2^–0,09 = = 1,1  3^–0,09 = 0,996.

4. Поскольку условие выполняется, т. е. 123,42 МПа ≤ ≤ 341,82 МПа, то проверочный расчет косозубых передач групповой передачи по напряжениям изгиба выполняется.

9.6. Проектный расчет валов и шпинделя

В результате проектного расчета определяются ориентировочные значения диаметров входных концов валов и под зубчатыми колесами. Данный расчет ведется по крутящим моментам исходя из условия прочности на кручение. Наиболее подходящим материалом для валов привода является сталь 45 и 40Х с термообработкой – улучшение, твердость – не менее НВ 200.

Предварительный диаметр вала рассчитывается по формуле

мм,

где Т_i – крутящий момент i-го вала, Н∙м;

[τ_к] – допускаемое условное напряжение при кручении, МПа;

[τ_к] = 20–25 МПа – для выходных концов валов; [τ_к] = 10–20 МПа – для валов под зубчатыми колесами.

9.6.1. Проектный расчет диаметров первого вала

1. Предварительный диаметр входного конца первого вала

мм,

где Т₁ – крутящий момент на первом валу, Н∙м: Т₁ = 69,48 Н·м;

[τ_к] – допускаемое условное напряжение при кручении для выходных концов валов, МПа: [τ_к] = 20–25 МПа.

Исходя из расчетных значений принимается диаметр входного кон-ца первого вала d_1к = 28 мм, а под подшипник d_1п = 30 мм.

2. На данном валу устанавливается зубчатое колесо, соединенное с валом с помощью шпоночного соединения. Диаметр вала под шестерней

мм,

где Т₁ – крутящий момент на первом валу, Н∙м: Т₁ = 69,48 Н·м;

[τ_к] – допускаемое условное напряжение при кручении для валов под зубчатыми колесами, МПа: [τ_к] = 10–20 МПа – для валов под зубчатыми колесами.

Исходя из расчетных значений принимается диаметр первого вала под шестерней d_1ш = 35 мм.