Проверочный расчет ступени по напряжениям изгиба
Определение допустимых напряжений
Эквивалентные числа циклов напряжений изгиба для шестерни NFE1 и колеса NFE2 /6. с.43/:
NFE1=60∙nб∙t0∙cF; NFE2=60∙nT∙t0∙cF,
где cF - параметр режима нагрузки по напряжениям изгиба, который для твердости зубьев HRC>40 и тяжелого режима работы равен cF=0,2 /2. с.95/;
NFE1=60∙1000∙9928∙0,2=1, 19∙108 циклов;
NFE2=60∙200∙9928∙0,2=2,39∙107 циклов.
Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для шестерни KFL1 и колеса KFL2 /5. с.114/:
Принимаем
KFL1=KFL2=1. KFL1=9√NFO1/NFE1 = 0,7;
KFL2=9√NFO2/NFE2 = 0,82;
Допускаемые напряжения изгиба для шестерни sFP1 и колеса sFP2 /5. c.114/:
sFP1 =s0FP1∙ KFL1
sFP2 =s0FP2∙ KFL2,
Где s0FP1=240 МПа - допускаемое напряжение изгиба при базовом числе циклов нагружения (табл.2).
sFP1=240∙0,7=168 МПа
sFP2=240∙0,82=197 МПа
Расчет зубьев на выносливость
Действующие напряжения изгиба /7. с.101/:
sF =Yb∙YF∙KF∙Ft/ (b2∙m)
В этой формуле Ft=1814 Н - окружное усилие; b2=40 мм - ширина колеса; mn=3,0 мм - модуль зацепления;
коэффициент наклона зуба
Yb=1-b/140°=1-15/140=0.90;
коэффициент формы зуба YF зависит от эквивалентного числа зубьев
Zn=Z/Cos3b; для Zn1=Z1/Cos3b=17/Cos315»20,0 и
Z n2=Z2/Cos3b=90/Cos315»100,0
находим /7. с.101/ YF1=4,09 и YF2=3.6; коэффициент нагрузки вычисляется по формуле
KF=KFa∙KFb∙KFu,
где KFa - коэффициент неравномерности нагрузки, которой для косозубых передач 9-ой степени точности равен KFa=1/7. с.92/; KFb - коэффициент концентрации нагрузки, который для схемы передачи №6 /7. с.94/ при твердости зубьев колеса HRC>40 и отношении b1/d1=30/53=0,57; KFb= K0Fb=1,06. KFu - коэффициент динамичности, который для 9-ой степени точности при твердости зубьев колеса HRC>40 и окружной скорости u=2,72 м/с равен KFu=1.03 /3. с.15/; следовательно, KF=1∙1,06∙1,03=1,814.
|
|
Окончательно получим:
sF1 =0,9∙4,1∙1,092∙1790/ (46∙3) =52,1 МПа.
sF2 =0,9∙3,6∙1,092∙1790/ (40∙3) =52,8 МПа.
Поскольку эти значения меньше допустимых sF1=sF1=240 МПа (табл.1), то усталостная прочность зубьев при изгибе обеспечена.
Расчет зубьев на статическую прочность
Действующие напряжения изгиба при перегрузке sFmax=sF∙ γ, где γ=Тпуск/Тном=2,0
коэффициент кратковременной перегрузки электродвигателя (см. п.3.1);
sF1max = 94∙2=188 МПа,
sF2max =95∙2=190МПа.
Поскольку эти значения меньше допускаемых:
sF1max =sF2max=430 МПа (табл.1), с
татическая прочность зубьев при кратковременных перегрузках обеспечена.
Проектирование валов закрытой зубчатой передачи
Предварительный расчет и конструирование валов
В качестве материалов валов выберем конструкционную сталь 35 по ГОСТ 1050-74 /5. с.74/ со следующими механическими характеристиками:
|
|
sв=520 МПа; sт=280 МПа; τт=170 МПа; s-1 =150 МПа;
τ-1 =150 МПа, yτ=0.
Диаметры выходных участков тихоходного dТВ и быстроходного dБВ валов посадочный диаметр под колесом определяем из расчета только на кручение /3. с.24/
dТВ = (5…6) 3√Тт =34,3 мм, dБВ = (7…8) 3√Тб =28 мм.
Принимаем стандартные по ГОСТ 6636-69 /3. с.372/ значения: dТВ=34 мм, dБВ=28 мм. Длины выходных участков принимаем по ГОСТ 12080-66 /5. с.79/: lБВ1 =51 мм и lБВ2=57 мм, lТВ1=59 мм
Диаметры и длины остальных участков валов выбираем из конструктивных соображений (рис. II).
Подшипники для всех валов редуктора выбираем по величине посадочного диаметра и предварительно назначаем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии по ГОСТ 8338-75 (рис.12), параметры которых сведены в табл.3 /7, C.530/.
По величине посадочных диаметров (рис. II) выбираем размеры призматических шпонок (рис.13) по ГОСТ 23360-78 /7, с.302/, находим моменты сопротивления сечения валов (рис.12), ослабленных шпоночным пазом /2. с.98/, и основные данные заносим в табл.4.
Дата добавления: 2019-09-08; просмотров: 227; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!