Детали машин

     2.8 Расчет прочности зубьев при  перегрузках. 

     2.8.1 Максимальные контактные напряжения.

      

     

     где, =2,8σ_Т=2,8*320=896 МПа

       

     2.8.2 Максимальные напряжения изгиба. 

     

     где, =0,8σ_F

      ₁=0,8*680=544МПа

      ₂=0,8*320=256МПа

     

       
 
 

                 3 Расчет второй цилиндрической передачи

    3.1 Исходные данные:

• Крутящий момент на колесе Т₂= 170 Н м
• Частота вращения шестерни n₁=356.25 об/мин
• Передаточное число u₂=3,3
• Срок службы L=7лет
• Периодичность работы К_год=0,6, К_сут=0,4
• Срок службы  t=L*365* К_год*24* К_сут=14716.8 часов

 

    График  нагрузки

                                    

    2.2 Выбор материала и определение допускаемых напряжений:

    Шестерня: Ст 45, улучшение, σ_в=850 МПа; σ_Т=680 МПа..

    Колесо: Ст 45 , нормализация , σ_в=320 МПа; σ_Т=580 МПа. 

    Допускаемые напряжения для шестерни и для  колеса:

            [σ_Н]₁=(σ_{Н lim b1}/S_H1)Z_R1 · K_HL1       

          [σ_Н]₂=(σ_{Н lim b2}/S_H2)Z_R2 · K_HL2

где K_HL1-коэффициент долговечности

           K_{HL1= ≥1}

где N_HE-эквивалентное число циклов напряжений при работе с переменными нагрузками

          =60*n*c*t_h*[(T₁/T_max)³*t_h1/t_h+...+(T_i/T_max)³*t_hi/t_h]

   ₁=60*2850*1*14716,8*[(1,5T_н/T_н)³*0,003t/t+(T_н/T_н)³*0,3t/t+(0,4T_н/T_н)³*0,4t/t]=52*10⁶

           ₂= ₁/U=52*10⁶/4.105=12.6*10⁶

         K_HL1=

         K_HL2=

Принимаем K_HL1= K_HL2=1

          [σ_Н]₁=(570/1,1)0,95 · 1=492 МПа      

          [σ_Н]₂=(470/1,1)0,95 · 1=406 МПа 

    Допускаемые напряжения на изгиб [2]:

          [σ_F]₁=(450/2)1.2 · 1.1=270 МПа      

          [σ_F]₂=(360/2)1.2 · 1.1=216 МПа

           

    2.3Проектный  расчет на контактную выносливость

          ,   

             где Ка=490 – численный коэффициент

          К_НВ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения;

         =0,25…0,4–коэффициент ширины колеса относительно межосевого.

            

             Округляем по ряду стандартных  значений и принимаем а_ω=100 мм. 
 
 

    2.4 Геометрический расчет передачи

               

       2.5 Кинематические и силовые параметры передачи.

             Окружная скорость в зацеплении[2]:

                      

           

         По найденной окружной скорости назначаем степень точности передачи: 9-С

         Силы в зацеплении:

         Окружная-

         Радиальная- F_r=F_t*tga=1118*tg20^o=407 Н 
 
 

      2.6 Проверочный расчет на контактную  выносливость 

       Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления.

                 

    где К=310 – числовой коэффициент

     =1 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

  =1,06– коэффициент,  учитывающий неравномерность распределения;

         =1,2- коэффициент динамической нагрузки. 

           

             Условие прочности  выполняется. 
 
 
 
 

      2.7 Проверочный расчет зубьев  на выносливость по напряжениям  изгибов. 

     2.7.1. Напряжения изгибов в основании  зуба шестерни. 

     

     где, -окружная сила,

       =4,07-коэффициент формы зуба,

         =1,06-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения;

            =1,14- коэффициент динамической нагрузки. 

       

     2.7.2.Напряжения  изгибов в основании зуба шестерни. 

     

       
 
 

     2.8 Расчет прочности зубьев при  перегрузках. 

     2.8.1 Максимальные контактные напряжения.

      

     

     где, =2,8σ_Т=2,8*320=896 МПа

       

     2.8.2 Максимальные напряжения изгиба. 

     

     где, =0,8σ_F

      ₁=0,8*680=544МПа

      ₂=0,8*320=256МПа

     

       
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

     4 Расчет валов

             4.1 Расчет входного вала.

             Приближенно оцениваем  средний диаметр вала:

          ,        

             где [τ]=20 МПа – напряжение кручения .

           Принимаем d_в=d_э=24мм.

     Разрабатываем конструкцию вала и по чертежу  оцениваем его размеры:

• диаметр в месте посадки подшипников

d_п =dв+2t=24+2* 2=28 мм;

• диаметр бурта подшипника:

          d_БП =d_П+3,2r=28+3.2* 1.6=20.6 мм; 

                   4.2 Расчет промежуточного вала.

             Приближенно оцениваем средний диаметр вала:

          ,        

             где [τ]=20 МПа – напряжение кручения [2].

         

     Разрабатываем конструкцию вала и по чертежу  оцениваем его размеры:

• диаметр в месте посадки подшипников

d_п =dв-3,2r =23-3,2* 1,6=18 мм;

• диаметр бурта подшипника:

          d_БП =d_П+3,2r=18+3.2* 1.6=23 мм;

• диаметр бурта под колесо:

                 d_БК =d_П+3f=18+3* 1=21 мм 

       4.3 Расчет выходного вала.

             Приближенно оцениваем  средний диаметр вала:

          ,        

             где [τ]=20 МПа – напряжение кручения [2].

         

     Разрабатываем конструкцию вала и по чертежу  оцениваем его размеры:

• диаметр в месте посадки подшипников

d_п =dв+2t =28+2* 2=32мм;

• диаметр бурта подшипника:

          d_БП =d_П+3,2r=32+3.2* 1.6=37 мм;

• диаметр бурта под колесо:

                 d_БК =d_K+3f=30+3* 1=33 мм 
 
 

                     5 Расчет элементов корпуса 

Рассчитаем  основные размеры элементов редуктора :

            Толщина стенки:

                  

            Принимаем σ=8мм

         

              Принимаем σ₁=8мм 

     Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса.

     b=1.5σ=1.5*8=12мм.

     Толщина нижнего пояса (фланца) крышки  корпуса.

     b₁=1.5σ₁=1.5*8=12мм.

     Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки.

     p=2.35σ=2.35*8=18.8мм.

     Толщина ребер основания корпуса.

     m=(0.85¸1)σ=(0.85¸1) 8=6.8¸8мм.

     Толщина ребер крышки.