123362 (689448), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

4 Силовые расчеты и расчеты деталей на прочность

4.1 Определение крутящих моментов на валах

Расчет начнем с последнего вала коробки подач, момент на котором находим через формулу(10) работы реечной шестерни.

Находим моменты на остальных валах:

(16)

(17)

(18)

4.2 Проектный расчет зубчатых передач

4.2.1 Выбор материалов и термообработки

В качестве материала для изготовления всех зубчатых колес принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543-71, с термообработкой – закалка плюс высокий отпуск (35…40HRC). Обработка зубчатого венца т.в.ч. с последующим низким отпуском. (50…55НRC). Механические свойства материала:

- для колеса: =1600 МПа, =1400 МПа, 54HRC

- для шестерни: =1600 МПа, =1400 МПа, 52HRC

4.2.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса определяем из источника по формуле:

, (19)

где , МПа - базовый предел контактной выносливости зубьев, определяемый для шестерни и колеса:

= 1.2 - коэффициент безопасности для зубчатых колес с поверхностным упрочнением зубьев.

_ш=17*HRC+200=17*52+200=1084МПа (20)

_к=17*HRC+200=17*54+200=1118 МПа (21)

МПа

=1129,167МПа

Допускаемые напряжения изгиба колеса и шестерни определяем из источника по формуле:

(22)

где - базовый предел выносливости зубьев при изгибе, определяемый для шестерни и колеса:

Для колеса =650 МПа, для шестерни =600МПа

= 0.8 – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (для НВ> 350 и реверсивной передачи)

=1,75 - коэффициент безопасности,

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения ( =1,25).

Тогда допускаемые напряжения изгиба колеса составят:

=342,9МПа

=371,43МПа

4.2.3 Определение размеров передач и зубчатых колес

Определяем ориентировочное значение делительного межосевого расстояния по формуле 8.13:

а = ; (23)

где из стандартного ряда

U = 1/i

М - крутящий момент на ведомом валу, кН*м

К =1,1 по источнику [5]

a = мм.

a = мм.

a = мм.

Определяем модуль для колес передач по формуле:

m=2a/Z (24)

где Z – суммарное число зубьев колес,

a – межосевое расстояние, мм.

m =(2*92,3)/54=3,42мм

m =(2*123,32)/81=3мм

m =(2*123,32)/81=3мм

m=(2*103,58)/104=2мм

Из конструкторских соображений по ГОСТ 9563–60 принимаем модули:

m =3,5мм

m =3мм

m =3мм

m=2,5мм

Уточняем межосевое расстояние

а=m* Z /2 (25)

Тогда

a =3,5*54/2=94,5мм.

a =3*81/2=121,5мм.

a =2,5*104/2=130мм.

Определяем размеры венцов колес при X₁=X₂=0.

Делительный диаметр:

d=m*Z (26)

Диаметр вершин:

d_a=m*(z+2) (27)

Диаметры впадин:

d_f=m*(z-2,5) (28)

Ширина венцов колес:

b=(6…10)m (29)

Степень точности зубчатых колес принимаем по приложению 19 [8] исходя из окружной скорости колес. Окружную скорость зубчатых колес определяем по формуле:

(30)

где d- делительный диаметр колеса, мм

n – частота вращения вала, на котором посажено зубчатое колесо.

Результаты расчетов сводим в таблицу 5.

Таблица 5 – Параметры зубчатых колес

4.2.4 Расчет валов

Определение диаметров ступеней валов.

Определим диаметры выходных концов валов для установки подшипников по формуле, окончательно принимая диаметр вала под подшипники:

= (31)

где , мм - рассчитываемый диаметр i – го вала,

Т_i, Нм - крутящий момент на i –ом валу,

= 20…30 МПа – допускаемые касательные напряжения, тогда:

d_I= =22мм, d_I= 25мм

d_II= =26,22мм, d_II= 32мм

d_III= =31,37мм, d_III= 36мм

d_IV= =31,37мм, d_IV= 36мм

Расчет будем производить для III- го вала, который является наиболее нагруженным, поэтому исходными данными для расчета будут являться: диаметр вала = 36 мм, крутящий момент на валу =216,4 кНм. Расчет ведем для колес Z и Z , d , d

Определим силы, возникающие в зацеплении:

Окружная сила

=2* / , Н (32)

F_t1=2*216,4/55 = 7,87кН

F_t2=2*216,4/180 = 2,41кН

Радиальная сила = * , Н ( -угол зацепления). (33)

F_r1=7,84*tg20=2,85кН

F_r2=2,41*tg20=0,877кН

Для колес Z и Z :

(34)

(35)

Для колес Z и Z :

(36)

(37)

Определим усилия, возникающие в опорах, для этого разложим реакции на горизонтальные и вертикальные составляющие. Тогда реакции от сил в горизонтальной плоскости составят:

,

(38)

,

(39)

В вертикальной плоскости:

(40)

(41)

Рис 3. Эпюры моментов третьего вала

По полученным значениям найденных реакций и из эпюр изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях определяем значения суммарных изгибающих моментов по длине вала из выражения:

M_CYM.ИЗГ= (41)

где M_CYM.ИЗГ, М_ИЗГ.Г, M_ИЗГ.В, Нм – соответственно суммарный изгибающий момент и изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

M_CYM.ИЗГА=0

M_CYM.ИЗГВ= 372,68 кHм;

M_CYM.ИЗГС= 15,12 кHм;

M_CYM.ИЗГD=0

5 Проверочный расчет

5.1 Расчет статической прочности вала

Статическая прочность вала оценивается по эквивалентному напряжению, которое подсчитывается по третьей и четвертой теориям прочности.

(42)

M_CYM.MAX=323,69кН*м

По формуле 15.10

(43)

где d- внутренний диаметр шлицев вала, d=32мм.

Касательные напряжения находим по формуле:

(44)

где Т – крутящий момент на валу, Н*м

Тогда

где (45)

В качестве материала для изготовления вала примем сталь 18ХГТ

ГОСТ 4543 – 88, с механическими свойствами в нормализованном состоянии:

=650 МПа, =450 МПа, 210 НВ.

106,7<360 - условие статической прочности соблюдается.

5.2 Проверочный расчет на усталостную прочность

Для обеспечения достаточной усталостной прочности, необходимо выполнение следующего условия:

= (46)

где S – общий коэффициент запаса прочности,

[S] = 1.5 допустимый коэффициент запаса прочности,

= -коэффициент запаса по нормальным напряжениям,

где = 0.5* = 0.4*750 = 300 МПа –предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба.

= = =98,86 МПа – амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении

=1,6 – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений,

=0.72 – масштабный фактор для нормальных напряжений,

=1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности =0.17 – коэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости

=0– среднее напряжение цикла изменения нормальных напряжений,

= - коэффициент запаса по касательным напряжениям,

где = 0.2* = 0.3*75-= 150 МПа - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения,

=0,5* =11,595 МПа - амплитуда цикла касательных напряжений

=2,45 –эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений,

=0.72 – масштабный фактор для касательных напряжений,

=1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности,

=0.085 – коэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла касательных напряжений на сопротивление усталости,

= =11,595 МПа – среднее напряжение цикла изменения касательных напряжений.

Тогда:

= = =1,93

= = =3,71

И общий коэффициент запала прочности:

= = =1,71

Таким образом, =1,71 >[S] = 1.5, то есть запас сопротивления усталости обеспечен.

5.3 Проверочный расчет жесткости вала

Проверка жесткости вала по условиям работы зубчатого зацепления. Опасным является изгиб вала под шестерней.

Прогиб в вертикальной плоскости от силы F :

(47)

Прогиб в горизонтальной плоскости от силы F :

(48)

Характеристики

Список файлов курсовой работы