Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 5)

– коэффициент торцового перекрытия.

Таким образом:

K_F = K_AK_FK_FK_F = 11,41,071 = 1,494.

Тогда:

_F1 = K_FY_FS1Y_βY_ε = 1,4943,90,858∙0,606 = 25,49 МПа,

_F2 = K_FY_FS2Y_βY_ε = 1,4943,6450,0,858∙0,606 = 23,823 МПа.

13.2 Допускаемые напряжения в проверочном расчете на изгиб.

Допускаемым напряжением _FP определяются по формуле:

_FP = Y_NY_δY_RY_X ,

где _Flimb – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа определяется по формуле:

_Flimb =⁰_FlimbY_TY_zY_gY_dY_A ,

где ⁰_Flimb – предел выносливости при отнулевом цикле изгиба,

для колес из стали марки 40Х, подверженных улучшению ⁰_Flimb = 1,75Н_НВ МПа.

⁰_Flimb1 = 1,75*265 = 463,75МПа. ⁰_Flimb2 = 1,75*250=437,5 МПа.

Y_T принимают Y_T1 = Y_T2 = 1, поскольку в технологии изготовления шестерни и колеса нет отступлений от примечаний к соответствующим табл. – коэффициент, учитывающий технологию изготовления;

Y_z – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса для поковки Y_z1 = 1 и Y_z2 = 1;

Y_g – коэффициент, учитывающий влияние шлифования передней поверхности зуба Y_g1 = Y_g2 = 1, так как шлифование не используется;

Y_d – коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности, Y_d1 = Y_d2 = 1, так как отсутствует деформационное упрочнение;

Y_A = 1– коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки так как одностороннее приложение нагрузки.

Тогда:

_Flimb1 =⁰_Flimb1Y_TY_zY_gY_dY_A = 463,7511111 = 463,75 МПа;

_Flimb2 =⁰_Flimb2Y_TY_zY_gY_dY_A = 437,511111 = 437,5 МПа.

S_F = 1,7 – коэффициент запаса прочности определяется в зависимости от способа термической и химико-термической обработки;

Y_N – коэффициент долговечности находится по формуле:

но не менее 1,

где q_F – показатель степени;

N_Flim – базовое число циклов перемены напряжений, N_Flim = 410⁶ циклов;

N_К – суммарное число циклов перемены напряжений, уже определены:

N_K1 = 1069∙10⁶ циклов,

N_K2 = 428∙10⁶ циклов.

Так как

N_K1 > N_Flim = 410⁶ и N_K2 > N_Flim, то Y_N1 = Y_N2 =1.

Y_δ – коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность материала к концентрации напряжений находится в зависимости от значения модуля m по формуле:

Y_δ = 1,082 – 0,172∙lgm = 1,082 – 0,172∙lg2,5= 1,014.

Y_R – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности: при улучшенииY_R1,2 = 1,2.

Y_X – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса определяется по формуле:

Y_X1 = 1,05 – 0,000125∙d₁ = 1,05 – 0,00012572,165 = 1,041,

Y_X2 = 1,05 – 0,000125∙d₂ = 1,05 – 0,000125177,835 = 1,028.

Таким образом:

МПа,

МПа.

Сопоставим расчетные и допускаемые напряжения на изгиб:

_F1 = 25,49 < _FP1 = 345,545,

_F2 =23,823 < _FP2 = 321,915.

Условие выполняется.

13.3 Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Прочность зубьев, необходимая для предотвращения остаточных де­формаций, хрупкого излома или образования первичных трещин в поверхностном слое, определяют сопоставлением расчетного (максимального местного) и допускаемого напряжений изгиба в опасном сечении при действии максималь­ной нагрузки:

_{Fmax FPmax}.

Расчетное местное напряжение _Fmax, определяют по формуле:

,

где К_AS = 3 – коэффициент внешней динамической нагрузки при расчетах на прочность от максимальной нагрузки;

К_A = 1 – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, (определен ранее);

Т_мах / T_F = К_пер = 1,45(исходные данные).

Таким образом:

МПа,

МПа.

Допускаемое напряжение _FPmax определяют раздельно для зубчатых колес (шестерни и колеса) по формуле:

,

где σ_FSt – предельное напряжение зубьев при изгибе максимальной нагрузкой, МПа; определяем по приближённой зависимости:

σ_FSt ≈ σ_FlimbY_NmaxK_St

где σ_Flimb – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа;

σ_Flimb1 = 463,75 МПа σ_Flimb2 = 437,5 МПа

Y_Nmax1,2 = 4 (т.к. q_F = 6)– коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения.

K_St1,2 = 1.3 (т.к. q_F = 6)– коэффициент, учитывающий различие между предельными напряжениями, определёнными при ударном, однократном нагружении и при числе ударных нагружений N = 10³;

Тогда:

σ_FSt1 ≈ σ_Flim1Y_Nmax1K_St1 = 463,75∙4∙1,3 = 2411,5МПа,

σ_FSt2 ≈ σ_Flimb2Y_Nmax2K_St2 = 437,541,3 = 2275 МПа.

S_FSt = 1,75 – коэффициент запаса прочности;

Y_X – коэффициент учитывающий размер зубчатого колеса, определяется по формуле. Y_X1 = 1,041, Y_X2 = 1,028 (определены ранее).

коэффициент Y_RSt= 1 и отношение Y_St /Y_StT = 1.

Получим:

Проверка условия прочности:

_Fmax1 ≤ _FPmax1 → 110,882 МПа ≤ 1434,498 МПа – условие выполнено;

_Fmax2 ≤ _FPmax2 → 103,63 МПа ≤ 1336,4 МПа – условие выполнено.

Проектный расчет валов редуктора

Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего Т_к1=29,6^.10³ Н^.мм;

промежуточного Т_к2=72,157^.10³Н^.мм;

выходного Т_к3=175,901^.10³Н^.мм;

Ведущий вал.

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τ_к] = 25МПа

Принимаем d_в1=18мм.

Диаметр под подшипниками примем d_п1=25мм; диаметр шейки для упора подшипника d_n1=25мм.

Промежуточный вал.

Определяем диаметр под колесо d_к2 при допускаемом напряжении [τ_к] = 25МПа

Принимаем d_к2=235мм; диаметр под подшипники d_п2=30мм.

Выходной вал.

Определяем диаметр выходного конца вала d_в3 при допускаемом напряжении [τ_к] = 15МПа

Примем d_в3=40мм; диаметр под подшипники d_п3=45мм; диаметр под цилиндрическое зубчатое колесо d_к3=48мм; диаметр шейки для упора подшипника d_δn3=51мм

Проверочный расчет тихоходного (выходного) вала

Рассчитаем нагрузки, возникающие в зубчатом зацеплении [3].

Окружное усилие:

.

Радиальное усилие:

Осевое усилие равно нулю, так как передача прямозубая.

Определим реакции в опорах.

; ,

; .

Из эпюры изгибающих моментов видно, что наиболее опасное сечение – в месте шпоночного паза для установки зубчатого колеса. Рассчитаем коэффициент запаса в этом сечении.

Условие прочности вала имеет вид

,

где n – общий коэффициент запаса в рассматриваемом сечении вала;

[n] – допускаемый коэффициент запаса, [n] = 2,5;

Общий коэффициент запаса определяется по формуле (стр. 95 [2])

,

где n – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

n –коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

При длительном сроке службы вала по [2]

,

,

где _т,_т – средние значения цикла нормальных напряжений изгиба и кручения,по [2]:

_т=_v= ,

где М_к – крутящий момент на валу;

W_кнетто – момент сопротивления кручению, по [2]:

,

где b – ширина шпоночного паза;

t₁ – глубина шпоночного паза вала;

d – диаметр вала под колесом.

_v и _v – амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений.

,

где М_и – изгибающий момент на валу;

W_кнетто – момент сопротивления изгибу, по [2]:

_-1 и _-1 – пределы выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба и кручения, для углеродистой стали по [2]:

_-1 = 0,43_в =0,43*610=262,3Н/мм², _-1 =0,58_-1 =0,58*262,3=152 Н/мм²;

_т=0, так как осевое усилие на колесе равно нулю;

и – коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжений изгиба и кручения, для для углеродистых сталей, = 0,1;

– коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

, – масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений, по таб. [2] =0,82, =0,7;

k, k - эффективный коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений по таб. [2] k=1,6, k=1,5;

После подстановки:

Коэффициент запаса прочности:

> [n]=2,5

Условие прочности выполнено.

Выбор подшипников

На ведущем валу по справочнику [1] выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии диаметров ГОСТ 8338-75.

D=62мм; d=25мм; В=17мм, где

D – диаметр наружного кольца подшипника,

d – диаметр внутреннего кольца подшипника,

В – ширина подшипника.

На промежуточном валу по справочнику [1] выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии диаметров ГОСТ 8338-75.

D=72мм; d=30мм; В=19мм.

На выходном валу по справочнику [1] выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники особолегкой серии диаметров ГОСТ 8338-75.

D=85мм; d=45мм; В=19мм.

Расчет подшипников выходного вала на долговечность.

Расчет подшипников на долговечность производится по формуле [2]:

, где

С – динамическая грузоподъемность подшипника, С=16000

р – показатель степени. При точечном контакте р=3,

Р – эквивалентная нагрузка.

Р= ,при и F_a,

F_r – радиальная нагрузка, действующая на подшипник,

Характеристики

Список файлов курсовой работы