Курсовой проект по ДМ. / Курсовой проект / ПЗ пример

^SF^{- коэффициент безопасности S}F^{= 1,75 (улучшение)}

^YA^{= 1 (нереверсивная нагрузка)}

^F lim1^{= 550МПа}

Y ^mNFG

N _{N ,}

FE

^{где N}FG^{- базовое число циклов}

^NFE^{- эквивалентное число циклов нагружения}

^NFG4*10 - длясталей

6

Число циклов нагружения за срок работы

N_F60nt_F60124,1100000,0654,8410⁶

Коэффициент долговечности

N_FG 410⁶ _

Y_N^m_N ⁶_4,84106 0,97

FE

^{Принимаем Y}N1^{= 1,0.}

Допускаемое изгибное напряжение для шестерни

_F1^FlimY_AY_N^55011,0314МПаS_F 1,75

б) для колеса

[]^FlimYY

F _S A N_,

F

где ^Flim- предел выносливости приизгибе^YN^{- коэффициентдолговечности}

1403.222409.000 ПЗ

Лист

20

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

^YA^{- коэффициент, учитывающий характер приложения нагрузки S}F^{- коэффициент безопасности}

^SF^{= 1,75 (улучшение)}

^YA^{= 1 (нереверсивная нагрузка)}

^F lim2^{= 1,8 HB = 1,8290 = 522МПа}

Y ^mNFG

^{N N} ,

FE

^{где N}FG^{- базовое число циклов}

^NFE^{- эквивалентное число циклов нагружения}

^NFG4*10 - длясталей

6

Число циклов нагружения за срок работы

N_F60nt_F6025,9100000,0651,0110⁶

Коэффициент долговечности

N_FG 410⁶ _

Y_N^m_N ⁶_1,01106 1,26

FE

Допускаемое изгибное напряжение для колеса

_F2^FlimY_AY_N^52211,26376МПа

S_F 1,75

8.3. Расчет прочности зубьев по контактным напряжениям Контактное напряжение в передаче

E_прT_110³K_{H u1}

^{H1,18ZH} d²b sin(2 )^{ u }

w1 w w^{ }

По степени точности 9 [1] скорости передачи

1403.222409.000 ПЗ

Лист

21

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

V_Т0,38м/с,

определим коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

^KH^=1,13.

Коэффициент динамичности

^KHV^=1,02.

Коэффициент перекрытия

^,883,^1^1cos^,883,^1^1cos13,9311,63

^{ 1 2z} z^{ 1 2}19 91^{ ,}

_ 1 2_ ^{  }

Приведенный модуль упругости зубчатой пары

E ^2E1E2 2.110^5Па

^пр EE

1 2

Тогда коэффициент повышения прочности

K cos^2 1,13cos²¹³,931

Z_HB ^H  0,808

_ 1,63

^{Найдем коэффициент концентрации нагрузки (K}H^{) по длине контактных}линий

 ^bw^45,60,78,

^bd d 58,73

1

K_H1,11

K_HK_HK_HK_HV1,131,111,021,28

Т_1Т177,4Нм

_{ } 1,28177,410^32.110⁵ 4,791

^{H 1,180,808} 58,73^245,6sin(220^) 4,79 ^{720МПа< [H] = 833МПа}

1403.222409.000 ПЗ

Лист

22

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

8.4. Расчет прочности зубьев по изгибным напряжениям

а) для шестерни Изгибное напряжение

_{ Y KF}F_tY_FSF F _bm

w n

Коэффициенты нагрузки

K_F1,35 K_F1,23 K_FV1,04_{(для 9 степени)}Коэффициент нагрузки приизгибе:

K_FK_FK_FK_FV1,351,231,041,73

Коэффициент формы зуба

Y_FS3,97

Коэффициент, учитывающий наклон зуба

Y1^1^13,9310,90

^ 140 140

Коэффициент торцевого перекрытия

_{Y }^K_F^Y_1,350,90_0,75

^F  1,63



Напряжение

 Y ^{KFFtYFS}0,75^{1,7360413,97}138,9МПа

^{F1 F} bm 74,73,0

w n

б) для колеса Изгибное напряжение

^F2^=F1^YF2^{/ Y}F1

Коэффициент формы зуба

Y_FS3,75

1403.222409.000 ПЗ

Лист

23

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

^F2^{= 138,93,75 / 3,97 = 131,2 МПа.}

Условие^{F1[F1]}выполнено. Условие^{F2[F2]}выполнено.Условие прочности выполняется.

9. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛА

9.1. Выбор расчетной схемы вала. Определение опорных реакций,построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Расчетная схема промежуточного вала представляет собой дву-хопорную балку, нагруженную силами, возникающими в зацеплении от шестерни тихоходной ступени и на колесе быстроходной ступени.

Внутренние изгибающие моменты в поперечных сечениях на каж-дом участке вала определяют методом сечений, составляя уравненияравновесияM_{внутрM}F_{iвнеш.}

Реакции в опорах определяют из условия равновесия вала,состав-

ляяуравнениястатики Правильность определения реакций прове-ряютспомощьюуравнения_Fiy0.

Y

Найдем реакцию^R_Аиз уравнения моментов относительно опоры В:

_М_В0;

R^Y( klm )M F ( lm )M F m0

A aБ rБ aT rT

_Y M F ( lm )M F m 45,3463(12951)10^344,022655110^3

_RAAБ rБ aT rT _{ 915Н}

klm (3612951)10^3

НайдемреакциюR_А из уравнения моментов относительно опорыВ:

Х

_МВ 0;

X

1403.222409.000 ПЗ

Лист

24

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

R^X( klm )F ( lm )Fm0

A tБ tТ

R^X( F ( lm )Fm )( klm )^{1233(12951)604151}2454H

^{A tБ tT} 3612951

^{Найдем реакциюR}_B ^{из уравнения моментов относительно опорыА:}

Y

_МA0;

Y

M FkM F( kl )R^Y( klm )0

aБ rБ aT rT B

_Y M M FkF ( kl) 4445,34633610^32265(36129)10^3

_RBaT aБ rБ rT _{ }

klm (3612951)10^3

1813H

Найдем реакциюR^Xиз уравнения моментов относительно опоры А:

B

_МA 0;

X

R^X( klm )TkF ( kl )0

B tБ tT

_X 12333610^36041(36129)10^3

R_B[F_tБkF_tT( kl)]( klm ) _{(3612951)103} 4820H

R R^x2R^y2 2454²(915)²2619H

1. A A

R R^x2R^y2 4820²(1813)²5150H

2. B B

Внутренние изгибающие моменты в поперечных сечениях на каж-дом участке вала определяют методом сечений, составляя уравненияравновесияM_{внутрM}F_{iвнеш.}

Опасное сечение в сечении С:

M  M²M²  245,8²92,5²262,6Нм;

3. CY CZ

^Tmax^{= 179,2 Н·м .}

1403.222409.000 ПЗ

Лист

25

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

9.2. Определение запаса прочности вала

При расчёте коэффициента запаса усталостной прочности при-нимают, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения крученияпо отнулевому. Выбор отнулевого цикла длянапряжений кручения основан на том, что большинство валов переда- ет переменные по значению, но постоянные по направлению вращаю- щиемоменты.

1. Выбор материала вала[2].

^{Материал вала – сталь 40Х; предел прочности –}В^{= 950 МПа;предел выносливости по изгибу –}-1^=0,5В^{= 0,5950 = 475 МПа;пределвыносливости по кручению – τ}-1^=0,3В^{= 0,3950 = 285МПа.}

Определяем коэффициенты, корректирующие влияние постоян-ной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости:

^^{= 0,1;}^{= 0,05 .}

2. Определяем амплитудные и средние значениянапряжений.

_{ M M 262},610³_ Н _{ }

max max _{12,96 ; 0;}

^{a max} W 0,1d³ 0,158,73³ мм^{2 m}z

_{  T 1T 1179},210³_ Н

max max max _{2,21 .}

^{a m} 2 2W 20,2d³ 20,258,73³ мм²

p

3. Определяем факторы, влияющие на усталостнуюпрочность

[2].

^{масштабный фактор К}d^{= 0,83;}

^{фактор шероховатости поверхности К}F^{= 0,95;}коэффициент концентрации напряжений при изгибеК^=3,5;

коэффициент концентрации напряжений при кручении К= 2,1.

4. Определяем запаспрочности.

• поизгибу

s ^1  ⁴⁷⁵ 8,26

 ^k  ^3,5 12,960,10

kk ^{a  m} 0,830,95

d F

1403.222409.000 ПЗ

Лист

27

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

• покручению

s ^1  ²⁸⁵ 47,53

 ^k  ^2,1 2,210,052,21

kk ^{a  m} 0,830,95

d F

• суммарныйзапас

_S S_S_{ } 8,2647,53 _8,14;

S²S² 8,26²47,53²

 

полученная величина больше допускаемых пределовS1,5...2,5.

Прочность вала обеспечена.

10. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВПРОМЕЖУТОЧНОГОВАЛА

Расчет производим для опор промежуточного вала, в которыхустановлены подшипники № 308. Требуемый ресурс подшипников –^LhЕ^{= 1800ч.}

Параметры подшипника № 308[2]

^{d,мм D,мм B,мм C}r^{, кН C}0r^,кН40 90 23 41,0 22,4

1. Определяем параметр осевогонагружения:

^Fa^14983120,053; отсюда e = 0,26.

C_0r 22400

2. Определяем коэффициенты радиальной и осевойнагрузок.

Определяем долю осевой нагрузки в зависимости от параметраосевого нагружения с учетом вращения одного из колец подшипника. При вращении внутреннего кольца подшипника – коэффициенте враще- ния V =1.

• опора3

^{Fa 11860,453}> e; отсюда: X = 0.56; Y =1.71;

VF_r3 12619

1403.222409.000 ПЗ

Лист

28

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

• опора4

^Fa ¹¹⁸⁶0,230< e; отсюда: X = 1; Y =0.

VF_r4 15150

3. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку.

P_rXVF_rYF_aK_бK_T,кН,

^{где К}T^{– температурный коэффициент; принимаем К}T^{= 1 [2];К}б^{– коэффициент безопасности; принимаем К}б^{= 1,3[2];}

• опора3

P_Э3( XVF_r3YF_a)K_бK_T(0,56126191,711186)1,314543Н ,

• опора4

P_Э4( XVF_r4YF_a)K_бK_T(11515001186)1,316695Н ,

Наиболее нагруженной является опора 4.

4. Определяем ресурс подшипника.

^{C p} 10⁶

L_hфактa₁a₂^{rпасп} ,час,

_ P_{r } 60n

^{где а}1^{– коэффициент надежности; принимаем а}1^{= 1[2];}

^а2^{– обобщенный коэффициент совместного влияния качестваметалла и условий эксплуатации; принимаем а}2^{= 1 [2];}

p = 3 – для шарикоподшипников [2];

^{n – частота вращения внутреннего кольца; n = n}2^.

_41000³ 10⁶

L_hфакт11_{669560124,1}30844часL_hзадан= 1800 час

 

Ресурс подшипника обеспечен.

11. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Условие прочности по напряжениямсмятия:

_см^4Т _см,

hl_pd

1403.222409.000 ПЗ

Лист

29

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата