- •Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
- •Лист с заданием Аннотация
- •Содержание
- •Введение
- •Кинематический расчёт
- •Выбор материала зубчатых колёс редуктора
- •Определение внешнего делительного диаметра колеса по критерию контактной выносливости
- •Геометрический расчет зубчатых колёс редуктора
- •Определение сил, действующих в зацеплении
- •Проверка на контактную выносливость и изгибную прочность зубьев
- •Предварительный расчет валов
- •Эпюра изгибающих моментов ведущего вала
- •Проверочный расчет ведущего вала Проверка опасного сечения на прочность по напряжениям изгиба и кручения
- •Проверка опасного сечения вала на усталостную прочность (выносливость)
- •Определение реакции опор ведомого вала
- •Расчетная схема ведомого вала
- •Построение эпюр изгибающих моментов ведомого вала
- •Эпюра изгибающих моментов ведомого вала
- •Проверочный расчет ведомого вала Проверка опасного сечения на прочность по напряжениям изгиба и кручения
- •Проверка опасного сечения вала на усталостную прочность (выносливость)
- •Проверка прочности шпоночных соединений
- •Шпонка призматическая
- •Проверка долговечности подшипников Ведущий вал
- •Ведомый вал
- •Расчёт основных размеров корпуса редуктора
- •Список литературы
Проверка опасного сечения вала на усталостную прочность (выносливость)
Коэффициенты концентрации напряжений для заданного сечения:
;=+ 1,05 − 1= 2,22;
;=+ 1,05 − 1= 1,89,
где 1,65,1,40 − эффективные коэффициенты концентраций напряжений для данного сечения вала в зависимости от его формы по таблице 10.6 [3];
0,76 − коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения на предел выносливости по таблице 10.3 [3];
1,05 − коэффициент влияния шероховатости, по таблице 10.7 [3];
1 − коэффициент влияния поверхностного уплотнения, поверхность вала не упрочняется.
Амплитуда нормальных напряжений:
;= 13 МПа.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
;= 13 МПа.
Коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала:
;= = 0,03, где0,05 − коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений по таблице 10.2 [3].
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:
;= = 113 МПа;
;= 79 МПа;
где предел выносливости для материала вала при симметричном цикле изгиба;
предел выносливости для материала вала при кручении.
Расчетный запас выносливости по нормальным напряжениям изгиба:
;= 9.
Расчетный запас выносливости по касательным напряжениям кручения:
;= = 6.
Расчетный коэффициент запаса прочности:
;S = = 5,0 >,
где - допускаемый запас усталостной прочности.
Условие усталостной прочности выполняется.
Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонка призматическая
Проверка шпоночных соединений по критерию сопротивления смятия боковых поверхностей шпонки:
, где
Т– передаваемый момент, Нм;
d – диаметр вала, мм;
– расчетная длина шпонки (см. рис. 6.);
МПа допускаемое напряжение смятия (при стальной ступице).
Расчетное сопротивление смятия, на ведущем валу, под муфту:
σСМ = = = 58 МПа.
Расчетное сопротивление смятия, на ведущем валу, под шестерню:
σСМ = = = 30 МПа.
Расчетное сопротивление смятия, на ведомом валу, под колесо:
σСМ = = = 87 МПа.
Расчетное сопротивление смятия, на хвостовике ведомого вала:
σСМ = = = 80 МПа.
Параметры принятых призматических шпонок (ГОСТ 2360-78). Размеры в мм
d |
Диаметр вала d |
Сечение шпонки |
Фаска |
Глубина паза | |||
Свыше |
До |
b |
h |
Вала t1 |
Ступицы t2 | ||
55 |
50 |
58 |
16 |
14 |
0,25-0,4 |
9 |
5,4 |
70 |
65 |
75 |
20 |
18 |
0,4-0,6 |
11 |
7,4 |
80 |
75 |
85 |
22 |
20 |
0,6-0,9 |
12 |
8,4 |
60 |
58 |
65 |
18 |
16 |
0,25-0,3 |
9 |
5,4 |
Проверка долговечности подшипников Ведущий вал
Определение суммарных реакций в подшипниках
= = 11975 Н;
= = 7860 Н.
Для опор АиВприняты роликовые радиально-упорные подшипники 7214:
Fа1 = Fx =790 Н – осевая сила;
С = 96000 Н – динамическая грузоподъемность;
е = 0,37 – параметр осевого нагружения;
Y = 1,624 – коэффициент осевой нагрузки;
Схема установки подшипников – врастяжку.
Осевые составляющие опорных реакций:
0,83 · 0,37 · 11975 = 3667 Н;
0,83 · 0,37 · 7860 = 2407 Н.
Расчетные осевые силы, нагружающие подшипники:
Fa(А)= Fх + Fb = 790+2407=3197Н;
Fa(B)=Fb= 2407 Н.
= = 0,27 <e, значитХ(А)= 1,Y(А)= 0.
= = 0,31 <e, значитХ(В)= 1,Y(В)= 0,
где V = 1,0 − коэффициент вращения (вращающееся внутреннее кольцо подшипника );
Эквивалентные динамические нагрузки на опоры А и В:
( 1,0 · 1 · 11975 + 0 ∙ 3197 ) · 1,3 · 1,0 = 15567 Н,
( 1,0· 1 · 7860 + 0 · 2407 ) · 1,3 · 1,0 = 10218 Н,
где Х – коэффициент радиальной нагрузки;
КТ = 1,0 – температурный коэффициент (рабочая температура подшипников менее 100ºС);
КТ = 1,3 − коэффициент безопасности (зубчатые передачи, редукторы всех типов).
P=mах{PА;PВ}=mах{ 15567 ; 10218 }= 15567Н.
Расчетный срок службы подшипника:
,
где а23 =0,65 – коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника качества металла колец, тел качения и условий эксплуатации ( для конических)
р = 3,33 – показатель степени ( для роликовых конических подшипников)
Lh=0,65 ∙ ∙ = 6 301 часов > 6 000 часов.