Сталь
|
Термообр-ка
|
Твердость HB
|
сталь 45
|
Нормализация
|
205-240
|
Предел контактной выносливости
2*HB +
70=2*210+70 =490 МПа
Базовое
число циклов
NHO = 30*(HB)2.4
=30*(210)2,4=11231753,5 циклов
Число циклов нагружения зуба шестерни
Коэффициент
долговечности
Принимаем
KHL=1 (если KHL<1, принять KHL=1)
Допускаемые
контактные напряжения
МПа
где
SH=1,1 - коэффициент безопасности
Предел
изгибной прочности
= 1,8 HB =
1,8*210 = 378, МПа
Базовое
число циклов: NFO = 4 ∙ 106
Коэффициент
долговечности
Принимаем
KFL = 1 (если KFL<1, принять KFL=1)
Допускаемые
напряжения изгиба
, МПа
где
SF=1,75 - коэффициент безопасности
4.
Расчет прямозубой конической передачи
Расчетное
число зубьев шестерни
Z1 = 22 - 9×log u=22-9*log
2=19,3
принимаем
Z1 = 19 (Z1 округлить до целого числа)
Число
зубьев колеса
Z2 = Z1 ∙ U
=19*2=38
принимаем Z2 = 38 (Z2 округлить до целого числа)
Расчетный внешний делительный диаметр шестерни
1816*0,04=97,3,
мм
где
KH=1,2 - коэффициент нагрузки;
Расчетный
внешний модуль зацепления
5,1, мм
Принимаем
me=6мм (me округлить
в большую сторону по ряду: 0,8 1 1,25 2,25 3 4 5 6 8)
Внешнее
конусное расстояние
, мм
Углы
делительных конусов
колеса:
d2 =аrctg u = 63,43
шестерни:
d1 = 900
- d2 = 26,57
Внешний
диаметр делительной окружности шестерни
de1 = me × z1 =
6*19=114, мм
Внешний
диаметр делительной окружности колеса
de2 = me × z2 =
6*38=228, мм
Внешние
диаметры окружностей вершин зубьев
dae1 =
de1+2×m×cosd1
=124,7 мм ae2 = de2+2×m×cosd2 = 233,32 мм
Ширина зубчатого зацепления
b = 0,285×Re =36,32
Принимаем b=38
мм (b округлить в большую сторону до четного числа)
Внешняя высота зуба
he = 2,2×mе = 13,2
мм
Проверочный расчет
Рабочее контактное напряжение
341,3 МПа
Коэффициент формы зуба
шестерни
4,01
=32,7
где KF=1,3
- коэффициент нагрузки.
Силы в зацеплении (на
колесе):
окружная
радиальная Fr2 = Ft2 × tg200
× cos d2 =
1023,5*0,364*0,4407=164,1
осевая Fa2 = Ft2 × tg200 × cos d1 = 1023,5*0,364*0,8922=332,3
5. Проектный расчет валов.
Подбор подшипников
.1 Входной вал
Предварительный диаметр
выходного участка
где [τ]= 20МПа - допускаемое напряжение кручения
Принимаем dв1=dв2=38 мм
Диаметр ступени под
уплотнение
dy1=dв1 +(3÷5) =
38+4=42 мм
(значение диаметра dy1 принять
по ряду: 20 22 24 25 28 30 32 35 36 38 40 42)
Диаметр резьбы цилиндрической
гайки
dp=dy1+(4÷6) =42+4=46 мм
(значение диаметра dp принять по ряду: 20 24 27 30 33 36 39 42 45 46)
Диаметр ступени под
подшипники
dп1=dp+(1÷5) = 46+4=50 мм
значение диаметра dп1 принять по ряду: 20 25 30 35 40 45 50)
Диаметр упорного буртика
dб1=dп1+6=50+6=56 мм
В опорах валов устанавливаем
конические роликоподшипники легкой серии. Габаритные размеры подшипника d=dп1=50 мм, D=90 мм, T=21,75 мм. (размеры d, D и T
берутся из каталога на роликоподшипники, см. таблицу 3).
5.2 Выходной вал
Предварительный диаметр
выходного участка
мм
Принимаем dв2=dв1+6=38+6=44
мм
Диаметр ступени под
уплотнение
dy2=dв2+(3÷5)=44+4=48
мм
(значение диаметра dy2 принять
по ряду:22 24 25 28 30 32 35 36 38 40 42 44 48)
Диаметр ступени под
подшипники
dп2=dy2+(1÷5)=48+2=50 мм
(значение диаметра dп2 принять по ряду: 20 25 30 35 40 45 50 55 60)
Диаметр ступени под
коническое колесо
dк2=dп2+5 = 50+5=55 мм
Диаметр упорного буртика
dб2=dк2+10 =55+10=65 мм
В опорах валов устанавливаем
конические роликоподшипники легкой серии. Габаритные размеры подшипников: d=dп2=50 мм, D=90 мм. T=21,75 мм. (параметры d, D и T
берутся из каталога из роликоподшипники, см. таблицу 3)
Таблица 3
|
обозначение
|
d
|
D
|
T
|
|
7210
|
50
|
90
|
21.75
|
6. Расчет элементов конического колеса
(получаемые значения округлить в большую сторону до четного числа)
Диаметр ступицы колеса
dст= 1,5*dк2 = 1,5*55=82,5≈84
Длина ступицы колеса
lст=1,5* dк2 =1,5*55=82,5≈84
Толщина диска
C=0,3*b=0,3*38=11,4≈12
Толщина обода
h0 =4*m≥8=4*6=24 мм
Диаметр диска
D0≈de2-2*b*cosδ1=228-2*38*cos 26.57=228-67.8=160.2≈162
Диаметр отверстий в диске
d0=0,25*(D0-dст)= 0,25*(162-84)= 19,5≈ 20
7. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений
Сечение шпонки b*h выбирается по диаметру вала, длина l назначается на 5÷10
мм меньше длины
соответствующей ступени вала L и
принимается по ряду длин стандартных шпонок (см. таблицу 4). В обозначении
шпонки указываются ее размеры b*h*l мм.
.1 Входной вал
Длина выходного участка вала lв1 принимается
равной длине вала двигателя l1: lв1=l1=80 мм (см. табл.2). По диаметру dв1=38 мм и длине выходного участка L=lв1 выбираем шпонку 10*8*70 мм
Проверочный расчет на смятие:
где
t1 -
глубина паза на валу (см. табл. 4);
.2
Выходной вал
Для
выходного участка по диаметру dв2=44 мм и
длине выходного участка L=2*dв2=88 мм
(см. эскизную компоновку) выбираем шпонку 12*8*80 мм.
Проверочный
расчет на смятие:
Для
ступени под колесо сечение шпонки b*h выбираем по
диаметру dк2 =55мм,
а длину - по длине ступицы колеса L=lст=84 (см. раздел 6): 16*10*80мм.
Проверочный
расчет на смятие:
Параметры
шпоночного соединения по ГОСТ 23360-78
Таблица
5
Диаметр вала
|
b
|
h
|
Глубина паза вала, t1
|
глубина паза отвертсия, t2
|
31…38
|
10
|
8
|
5
|
3.3
|
39…44
|
12
|
8
|
5
|
3.3
|
51…58
|
16
|
10
|
6
|
4.3
|
Стандартный ряд длин:20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110
двигатель вал колесо прочность
8. Проверочный расчет выходного вала
.1 Расчет и построение эпюр изгибающих моментов
Нагрузка на вал (силы зацепления, см. раздел 4):
Ft2=1023.5
Н, Fr2=164.1 Н, Fa2=332,3
Н
Средний делительный диаметр конического колеса: d2=0.857*dе2=195,396 мм
Расстояние между опорами: l1=82 мм, l2=168 мм
(значения l1 и l2 измеряются на чертеже эскизной компоновки между внутренним
торцом роликоподшипников и серединой ширины конического колеса b2, см. расчетную схему)
Плоскость Axz - действует сила Ft2
ΣMA=0; RBz*(l1+l2)-Ft2*l1=0
НAz=Ft2-RBz=1023,5-335,708=687,792 Н
Изгибающий
момент на участке x1:
Mz1 = RAz*x1; при x1 = 0 Mz1 = 0
при
x1 = l1 Mz1 = RAz*l1=687,792*82=56398,944
Н*мм
Плоскость
Ayx - действуют силы Fr2 и Fa2
ΣMA=0;
Н
ΣMB=0;
Н
Изгибающий момент на участке x1:
; при x1 = 0 My1 = 0;
при
x1 = l1
Изгибающий
момент на участке x2:
; при x2 = 0 My2 = 0;
при
x2=l2
(Если
получится RBy<0, то при x2=l2 My2=RBy*l2>0 и
соответствующая эпюра Mизг
изображена пунктирной линией)
Суммарные
изгибающие моменты в опасном сечении
Н мм
Н мм
Максимальный
суммарный изгибающий момент в опасном сечении
Mu max = 59736.64 Н*мм (взять
большее из значений M1 и M2)
Крутящий
момент на валу
T= Tвых*103 = 100*103 = 100000 Н*мм
(На
эпюрах указать числовые значения крутящего и изгибающих моментов)
Рис. 2
8.2 Расчет коэффициента запаса усталостной прочности
Вал изготавливается из стали 40 (ГОСТ 1054-74) с пределом точности σв= 620 МПа и пределами выносливости на изгиб σ-1 и кручения τ-1:
s -1 = 0,43× σв = 0,43*620=267 МПа
t -1 = s -1
× 0,58 = 267 × 0,58 = 155 МПа
Кs =
0,9+0,0014×sв = 0,9 + 0,0014 ∙ 620 = 1,768
Кt = 0,6+0,0016×sв = 0,6 + 0,0016 ∙ 620 = 1,592
Масштабные факторы
es = 0,984 - 0,0032 dk2
=0,984-0,0032*55=0,808
et =
0,86 - 0,003 dk2 =0,86-0,003*55=0,695
Коэффициент шероховатости: b = 0,92
Коэффициенты асимметрии цикла: ys = 0,2 yt = 0,1
Осевой W и полярный Wp моменты сопротивления
мм3
мм3
где
b, t1 - ширина
и глубина шпоночного паза для диаметра dk2 (см. раздел 7).
Напряжения
в опасном сечении
; σm
=0;
Коэффициент
запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба:
Коэффициент
запаса прочности по касательным напряжениям кручения:
Общий
коэффициент запаса усталостной прочности:
Проверка
условия прочности n≥[n]=1.7