Расчет редуктора. 11
МИНИСТЕРСТВО РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
ПО ДЕЛАМ ГРАЖДАНСКОЙ ОБОРОНЫ, ЧРЕЗВЫЧАЙНЫМ СИТУАЦИЯМ
И ЛИКВИДАЦИИ ПОСЛЕДСТВИЙ СТИХИЙНЫХ БЕДСТВИЙ
Академия Государственной
Кафедра «Пожарная техника»
РЕДУКТОР ЦИЛИНДРИЧЕСКИЙ
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
ДМ.16.00.00.ПЗ
Факультет заочного обучения
№ зачетной книжки 08263
Слушатель __________К.Н. Крупин
Руководитель проекта__________
2010 г.
СОДЕРЖАНИЕ
ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ
Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор.
Мощность входного вала редуктора P1=14 кВт.
Число оборотов входного вала редуктора n1=1440 об/мин.
Передаточное отношение
Тип передачи: косозубая цилиндрическая.
Ресурс работы – 5000 часов.
Материал шестерни и колеса: Ст.40ХН.
Термообработка – HB 230 … 300.
Кинематическая схема
1 - входной вал редуктора; 2 - выходной вал редуктора.
ВВЕДЕНИЕ
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.
Назначение редуктора - понижении угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников или устройства для охлаждения.
Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство.
Редукторы классифицируются по следующим основным признакам:
типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные);
числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые) и т.д.,;
типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические, планетарные, волновые);
относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные);
особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью).
Редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми и шевронными зубьями. Корпуса
чаще выполняют литыми чугунными, реже - сварными стальными. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения.
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ.
В соответствии с таблицей приложения I [1] по требуемой мощности Ртр=14кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора выбираем электродвигателе трехфазный, короткозамкнутый серии 4А, закрытый, с синхронной частотой вращения n=1500об/мин 4А180М8 в соответствии с ГОСТ 19523-81, с параметрами Рдв=15кВт и скольжением s=2,5%.
Определим число оборотов выходного вала редуктора.
uред. =2,3. n1=1440 об./мин. n2= n1/uред. =1440/2,3 =626 об./мин.
Определим угловую скорость ведущего и выходного вала редуктора по формуле (1.7):
(1.7)
Определим вращающие моменты на валах редуктора по формуле (1.14):
(1.14)
где Р1 - мощность на входном валу редуктора.
Вращающий момент на выходном валу по формуле (1.15):
.
Частоты вращения, угловые скорости и вращающие моменты валов сведем в таблицу 1.
Расположение вала |
Частота вращения вала, об/мин |
Угловая скорость вала, рад/с |
Вращающий момент на валу, Н мм. |
I вал редуктора (вал В) |
|
|
|
|
II вал редуктора (вал С) |
|
|
|
2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА.
Для шестерни выбираем сталь 40ХН термически обработанную улучшением, с твердостью НВ260 ... 300. Для колеса - сталь 40ХН термически обработанную улучшением, с твердостью НВ230 … 260.
Допускаемое контактное напряжение определим по формуле (2.1):
(2.1).
где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. В соответствии с
таблицей 3.2. [1] для сталей с твердостью поверхности зубьев менее НВ350 и термообработкой - улучшением:
- коэффициент долговечности при числе циклов нагружения больше базового, что
имеет место при длительной эксплуатации, принимаем KHL = 1;
- коэффициент безопасности, в соответствии с рекомендациями на с.33 [1]
=1,1.
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяем по формуле (2.2):
(2.2)
для шестерни:
для колеса:
Тогда расчетное допускаемое
Требуемое условие выполнено.
Коэффициент , принимаем предварительно по таблице 3.1. [1], как в случае не симметричного расположения колес, значение = 1,25.
Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию в соответствии с рекомендациями на с.36 [1].
Межосевое расстояние определяем из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (2.3):
(2.3)
где - коэффициент для косозубых колес в соответствии с рекомендациями на с.32 [1],
=43
- передаточное число редуктора, =2,3;
- вращающий момент на ведомом валу, =213,6 Н/мм
- расчетное допускаемое напряжение, =515,3МПа
- коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию для косозубых колес,
=0,4;
- коэффициент в случае несимметричного расположения колес = 1,25.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66
aw = 112мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
принимаем по ГОСТ 9563-60 mn =2,0 мм.
Примем предварительный угол наклона зубьев и определим число зубьев шестерни по формуле (2.4):
(2.4)
Принимаем = 33. Определим число зубьев колеса по формуле (2.5):
(2,5)
принимаем =76.
Уточним значение угла наклона зубьев по формуле (2.6):
(2.6)
= 13°
Определим основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные по формулам (2.7), (2.8):
(2.7)
(2.8)
где - нормальный модуль зацепления,
- угол наклона зубьев, = 13°;
- число зубьев шестерни, =33;
- число зубьев колеса, =76.
Проверка:
диаметры вершин зубьев определим по формулам (2.9), (2.10):
(2.9)
(2.10)
диаметры впадин определим по формулам (2.11), (2.12):
(2.11)
(2/12)
ширину колеса по формуле (2.13):
(2.13)
где - коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию для косозубых колес,
=0.4
aw - межосевое расстояние, aw =112мм
принимаем = 45 мм;
ширина шестерни: мм
Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру по формуле (2,14):
(2.14)
Окружную скорость колёс и степень точности передачи определим по формуле (2.15):
(2.15)
где - угловая скорость ведущего вала редуктора, = 150,7рад/с;
- делительный диаметр ведущего вала, = 67,82мм.
При такой скорости колёс следует принять 8 степень точности передачи.
Коэффициент нагрузки определим по формуле (2.16):
(2.16)
где - коэффициент, в соответствии с данными в таблице 3.5. [1] при 0,87, твердости HB 350 и несимметричном расположении колёс относительно опор с учётом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи
- коэффициент в соответствии с таблицей 3.4. [1] при v=5,1м/c
и 8 степени точности
KHv - коэффициент в соответствии с таблицей 3.6 [1] для косозубых колёс при имеем KHv = 1,0
Проведем проверку контактных напряжений по формуле (2.17):
< 515,3МПа (2,17)
где aw - межосевое расстояние, aw =112мм;
- вращающий момент на ведомом валу, =213,6 ;
- коэффициент нагрузки, =1,18;
Uред. - передаточное число редуктора, uред. =2,3;
- ширина зубчатого колеса, =45мм;
Условие прочности выполнено.
Определим силы, действующие в зацеплении: окружную силу определим по формуле (2.18):
(2.18)
где - вращающий момент на ведомом валу, ;
- делительный диаметр колеса, =156,18мм.
Радиальную силу по формуле (2. 19):
(2. 19)
где - тангенс угла зацепления, tg=0,36
cos - косинус угла наклона зубьев, cos =0,9732.
Осевую силу по формуле (2. 20):
(2. 20)
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (2.21):
(2.21)
где - коэффициент нагрузки, равный . По таблице 3.7 [1] при =0,73,
HB 350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор по таблице 3.8 [1] =1,1. Таким образом, коэффициент нагрузки равен:
- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев :
у шестерни
у колеса
в соответствии таблицей на с.42 [1] коэффициент, учитывающий форму зуба равен:
=3,75 и =3,61
Допускаемое напряжение по формуле (2.22):
(2.22)
где - предел выносливости при нулевом цикле в соответствии с таблицей 3.9 [1] для стали 40ХН улучшенной при твёрдости HB 350 =1,8НВ:
для шестерни ;
для колеса
- коэффициент безопасности в соответствии с рекомендациями на с.42 [1] равен:
Допускаемые напряжения:
для шестерни ;
для колеса .
Находим отношения:
для шестерни:
для колеса:
Дальнейший расчёт ведём для зубьев колеса, у которого найденное отношение меньше. Определим коэффициент неравномерности
распределения нагрузки между зубьями .
Для средних значений коэффициента торцового перекрытия =1,5 и 8 степени точности в соответствии с рекомендациями на с.47 [1] =0,92
Проверяем выносливость зуба колеса по формуле (2.21):
< 267,4МПа
Условие выносливости выполнено.
3. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА.
Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал:
диаметр выходного конца при допускаемом напряжении для стали 40ХН определим по формуле (4.1):
(4.1)
где - вращающий момент на валу 1, = .
Диаметр выходного конца вала примем равным диаметру из стандартного ряда = 30мм.
Диаметр вала под подшипники принимаем = 40мм.
Конструкция ведущего вала представлена на рисунке 1.
Ведомый вал:
Определим диаметр выходного конца ведомого при допускаемом напряжении для стали 40ХН вала по формуле (4.2):
(4.2)
где T2 - вращающий момент на выходном валу T2 = 213,6 . Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда = 40мм.
Диаметр вала под подшипники принимаем = 50мм. Диаметр вала под зубчатым колесом принимаем 52мм.
Конструкция ведомого вала представлена на рисунке 2.
4. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА.
Шестерню выполним за одно целое с валом; её размеры определены выше:
Колесо кованое ее размеры определены выше:
Диаметр ступицы определим по формуле (5.1):
(5.1)
длину ступицы определим по формуле (5.2):
(5.2)
принимаем =70мм.
Толщину обода определим по формуле (5.3):
(5.3)
принимаем =8мм.
Толщину диска определим по формуле (5.4):
(5.4)
Принимаем С=14 мм.
5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА.
Толщину стенок корпуса и крышки определим по формуле (6.1):
(6.1)
где aw –см. формулу (2.3).
Принимаем =8мм, =8мм.
Определим толщину фланцев поясов корпуса и крышки.
Толщину верхнего пояса корпуса и пояса крышки определим по формуле (6.2):
(6.2)
где - см. формулу (6.1);
нижнего пояса корпуса по формуле (6.3):
(6.3)
где - см. формулу (6.1);
Принимаем
Определим диаметр болтов:
Фундаментных по формуле (6.4):
(6.4)
где - см формулу (2.3);
принимаем болты с резьбой M 16;
Крепящих крышку корпуса у подшипников по формуле (6.5):
(6.5)
где - см формулу (6.4);
принимаем болты с резьбой M 12;
Соединяющих крышку с корпусом по формуле (6.6):
(6.6)
где - см формулу (6.4); принимаем болты с резьбой M l0.
6. ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА
Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближённого определения положения зубчатых колес, для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Компоновочный чертёж выполняем в одной проекции разрез по осям валов при снятой крышке редуктора.
Примерно по середине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии
Вычерчиваем упрощённо шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерню выполняем за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
а). принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса
б). принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса
в). принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса
По конструктивным соображениям выбираем шариковые подшипники однорядные лёгкой серии № 6208.. Для ведомого вала намечаем радиальные подшипники лёгкой серии № 6210. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников и . Параметры подшипников определяем в соответствии с таблицей приложения 7 [1] и сводим в таблицу 2.
Условное обозначение |
Размеры подшипников, мм |
Грузоподъёмность, кН | |||
d |
D |
B |
C |
Co | |
6208 |
40 |
80 |
18 |
25,6 |
18,1 |
6210 |
50 |
90 |
20 |
27,5 |
20,2 |
Решаем вопрос о смазывании подшипников. Выбираем подшипники закрытые с пластичной смазкой.
Измерением находим расстояние между опорами на ведущем валу и на ведомом ; принимаем
Глубина гнезда подшипника 6208 : ; для подшипника 6210 ; Толщину фланца крышки подшипника принимают примерно равной диаметру отверстия . Высоту головки болта примем
Предварительная компоновка редуктора представлена на рисунке 3.
7. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ.
7.1. Проведем проверку долговечности подшипников ведущего вала.
Из предыдущих расчётов имеем: Из первого этапа компоновки редуктора имеем: L1=L2=50 мм. d1=67,82 мм.
Определим реакции опор:
в плоскости yz по формулам (9.2), :
(9.2)
Ry2=Ry1=1367,65 H.
Проверка:
в плоскости xz по формулам (9.4), (9.5):
(9.4)
Проверка:
Суммарные реакции определим по формулам (9.6), (9.7):
(9.6)
(9.7)
где , - реакции опор в плоскости xz,
, - реакции опор в плоскости yz,
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре.
Ранее в пункте 7, таблица 2 курсового проекта были приняты радиальные шариковые подшипники 6208 с размерами: =40мм; D=80мм; В=18мм; С=25,6 кН; С0=18,1кН.
Так как подшипники радиальные, то осевые составляющие S=0
Отношение Fa/C0=631,5/18100=0,034. Из таблицы выписываем X=0,56; Y=1,93; e=0,24
Отношение Fa/VFr= 631,5/2735,3=0,21 <е, значит эквивалентную нагрузку определяем без учета осевой, следовательно, X = 1,Y = 0.
Эквивалентную нагрузку определим по формуле (9.9):
(9.9)
где Pr1 - радиальная нагрузка,
- осевая нагрузка,
V-коэффициент, при вращении внутреннего кольца подшипника V=1;
- коэффициент безопасности =1,5;
- температурный коэффициент, согласно таблице 9.20 [1] . =1;
Расчётную долговечность( миллион оборотов), определим по формуле (9.10):
(9.10)
где С - грузоподъемность подшипника; Рэ- эквивалентная нагрузка,
Расчётную долговечность в часах определим по формуле (9.11):
(9.11)
где - частота вращения ведущего вала,
Это больше долговечности подшипника требуемого для нашего проектируемого зубчатого редуктора и равной Lh = 5000ч.
7.2. Проведем проверку долговечности подшипников ведомого вала.
Из предыдущих расчётов имеем: Из первого этапа компоновки редуктора имеем: L1=L2=49 мм. d2=156,18 мм.
Определим реакции опор:
в плоскости yz по формулам (9.2), :
(9.2) Ry2=Ry1=1367,65 H.
Проверка:
в плоскости xz по формулам (9.4), (9.5):
(9.4)
Проверка:
Суммарные реакции определим по формулам (9.6), (9.7):
(9.6)
(9.7)
где , - реакции опор в плоскости xz,
, - реакции опор в плоскости yz,
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре.
Ранее в пункте 7, таблица 2 курсового проекта были приняты радиальные шариковые подшипники 6210 с размерами: =50мм; D=90мм; В=20мм; С=27,5 кН; С0=20,2кН.
Так как подшипники радиальные, то осевые составляющие S=0
Отношение Fa/C0=631,5/20200=0,031. Из таблицы выписываем X=0,56; Y=1,93; e=0,24
Отношение Fa/VFr= 631,5/2735,3=0,21 <е, значит эквивалентную нагрузку определяем без учета осевой, следовательно, X = 1,Y = 0.
Эквивалентную нагрузку определим по формуле (9.9):
(9.9)
где Pr1 - радиальная нагрузка,
- осевая нагрузка,
V-коэффициент, при вращении внутреннего кольца подшипника V=1;
- коэффициент безопасности =1,5;
- температурный коэффициент, согласно таблице 9.20 [1] . =1;
Расчётную долговечность( миллион оборотов), определим по формуле (9.10):
(9.10)
где С - грузоподъемность подшипника
-эквивалентная нагрузка,
Расчётную долговечность в часах определим по формуле (9.11):
(9.11)
где n2 - частота вращения ведомого вала,
L - см. формулу (9.10).
Это больше долговечности подшипника требуемого для нашего пректируемого зубчатого редуктора и равной Lh = 5000ч.
Расчетная схема ведущего вала представлена на рисунке 4, расчетная схема ведомого вала представлена на рисунке 5.
8. ВТОРОЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА.
Второй этап компоновки имеет целью, конструктивно оформит зубчатые колёса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.
Порядок выполнения следующий.
Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее в пункте 5 курсового проекта. Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Конструируем узел ведущего вала.
а) Наносим осевые линии, удалённые от середины редуктора на расстояние =50мм.
Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты);
б) Вычерчиваем крышки подшипников с манжетой, со стороны привода и с уплотнительной прокладками (толщиной 1мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свидетельствует вырыв на плоскости разъема.
Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах. Выбираем уплотнения манжетного типа 1-40х60 ГОСТ 8752-79.
Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности.
а) Для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки с другой; место перехода вала смещаем на 2-Змм внутрь подшипника с тем, чтобы гарантировать прижатие кольца подшипника к торцу втулки (а не к заплечику вала);
б) Отложив от середины редуктора расстояние I2 =49мм, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники.
На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5 - 10мм меньше длин ступиц.
9. ПРОВЕРКА ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ.
Выбираем шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360 - 78 в соответствии с таблицей 8.9 [1].
Параметры шпонок сведем в таблицу 3.
Таблица 3 - Параметры шпонок
Диаметр вала в месте установки шпонки, мм |
Сечение шпонки b x h x l, мм |
Глубина паза |
Фаска s х 45 | |
вала , мм |
втулка , мм | |||
|
8х7х40 |
4 |
3,3 |
0,25 – 0,40 |
|
12х8х60 |
5 |
3,3 |
0,4 – 0,6 |
|
16х10х50 |
6 |
4,3 |
0,40 – 0,60 |
Материал шпонок сталь - 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле (11.1):
(11.1)
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице = 100 - 200MПa.
Проведем проверку шпонки на ведущем валу.
Диаметр вала равен мм,
вращающий момент на валу
Длину шпонки выбираем конструктивно. l =40мм;
<100 – 120МПа
Условие < выполнено.
Ведомый вал.
Из двух шпонок под зубчатым колесом и под выходным концом вала более нагружена вторая (меньше диаметр вала, поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверим шпонку под выходным концом. Диаметр вала =40 мм; вращающий момент Длину шпонки выбираем конструктивно. Длина шпонки составит: l = 60мм.
< 100 … 120МПа
Условие < выполнено.
10. УТОЧНЁННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ
Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и в сравнении их с допускаемым значением Прочность соблюдена при S > .
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные - по отнулевому (пульсирующему).
Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений каждого из валов.
12.1. Ведущий вал.
Материал вала тот же, что и для шестерни, т.е. сталь 40ХН. Термическая обработка улучшение.
В соответствии таблицей 3.3. [1] при диаметре заготовки менее 120 мм, а в нашем случае среднее значение предела прочности равно .
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба определим по формуле (12.1):
(12.1)
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений определим по формуле (12.2):
(12.2)
Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом. Диаметр вала в этом сечении равен 40мм. В соответствии с таблицей 8.7 [1] имеем отношение коэффициента концентрации напряжений к масштабному фактору:
; .
Определяем изгибающий момент.
Ми= (12.3)
Мх= Rx1∙l1=720∙50=36000 H∙мм.
Мy=Ry1∙l1= 1367,65∙50=68382,5 Н∙мм.
Ми= =77280 Н∙мм.
Осевой момент сопротивления сечения вала определим по формуле (12.4):
(12.4)
где - диаметр вала под подшипник, = 40мм;
Амплитуда нормальных напряжений определим по формуле (12.5):
(12.5)
Полярный момент сопротивления определим по формуле (12.6):
103 Н∙мм3 (12.6)
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений определим по формуле(12.7):
(12.7)
где - вращающий момент на ведущем валу,
Wp - полярный момент сопротивления, Wр
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определим по формуле (12.8):
(12.8)
где - предел выносливости при симметричном цикле изгиба,
=314MПа
- амплитуда нормальных напряжений, =12МПа.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определим по формуле (12.9):
(12.9)
где - предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений,
=182МПа;
- амплитуда цикла касательных напряжений, =3,7МПа;
- среднее напряжение цикла касательных напряжений, = =3,7МПа;
- коэффициент для сталей, =0,1.
Результирующий коэффициент запаса прочност определим по формуле (12.10):
> (12.10)
Условие прочности выполнено.
12.2. Ведомый вал. Расчёт на прочность Материал вала сталь 45. Термическая обработка улучшение.
В соответствии таблицей 3.3. [1] среднее значение предела прочности равно .
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба определим по формуле (12.1):
(12.1)
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений определим по формуле (12.2):
(12.2)
Концентрация напряжений обусловлена шпоночной канавки. Диаметр вала в этом сечении равен 52мм. В соответствии с таблицей 8.7 [1] имеем отношение коэффициента концентрации напряжений к масштабному фактору:
; .
Определяем изгибающий момент.
Ми= (12.3)
Мх= Rx1∙l1=1009,1∙49=49446 H∙мм.
Мy=Ry1∙l1= 1367,65∙49=67014 Н∙мм.
Ми= =83281 Н∙мм.
Осевой момент сопротивления сечения вала определим по формуле (12.4):
(12.4)
где - диаметр вала
Амплитуда нормальных напряжений определим по формуле (12.5):
(12.5)
Полярный момент сопротивления определим по формуле (12.6):
103 Н∙мм3.(12.6)
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений определим по формуле(12.7):
(12.7)
где T2 - вращающий момент на ведомом валу,
Wp - полярный момент сопротивления, Wр
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определим по формуле (12.8):
(12.8)
где - предел выносливости при симметричном цикле изгиба, =241MПа
- амплитуда нормальных напряжений, =6,03МПа.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определим по формуле (12.9):
(12.9)
где - предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений, =140МПа;
амплитуда цикла касательных напряжений, среднее напряжение цикла касательных напряжений, = =8,85МПа;
- коэффициент для сталей, =0,1.
Результирующий коэффициент запаса прочности определим по формуле (12.10):
6,03 > (12.10)
Условие прочности выполнено.
11. ПОСАДКИ ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА И ПОДШИПНИКОВ.
Посадки назначаем в соответствии данными в таблице 10.13 [1]. Посадки зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347 – 82. Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.
