где допускаемый коэффициент запаса прочности =1,7÷2.
Для незакаленных зубьев =1,7;
для высокозакаленных (низкий отпуск) в результате существенного влияния остаточных закалочных напряжений на прочность зубьев =2.
Принимая в нашем случае для зубьев шестерни ш=1,9 и для зубьев колес к=1,8, находим
при r=0
|
=28 кГ/мм2 < |
=31 кГ/мм2 <; |
при r=-0,5 (реверс момента)
|
=37 кГ/мм2 <69. |
=33 кГ/мм2 <53. |
Из сравнения следует, что для проверки прочности зубьев на изгиб должны быть взяты
=28 кГ/мм2 = Н/мм2 и =31 кГ/мм2 = Н/мм2.
§21. Проверка зубьев на изгибную прочность
1. На номинальном режиме:
|
, т.е. 21,5<28 кГ/мм2 |
, т.е. 19<30 кГ/мм2, |
2. На перегрузочном режиме при пробуксовке муфты:
|
, , 43<69 кГ/мм2, |
, , 38<53 кГ/мм2. |
§22. Окончательные основные размеры конической пары редуктора
|
dш=26,00 мм; zш=26; ; |
dк=45,00мм; zк=45; ; |
L=25,9 мм; b=6,0 мм; ms=1 мм; |
δ=90°; αn=20°; βср=23°. |
Степень точности зацепления – 4-я.
Глава IV. Расчет выходного вала редуктора
Исходные данные (из предыдущего расчета)
1. Угловая скорость вала n=10,5 об/мин.
2. Крутящий момент на червячном колесе кГмм = Н.
3. Коэффициент динамичности внешней нагрузки
4. Делительные диаметры:
червячного колеса мм,
цепной звездочки мм.
5. Угол скоса зубьев червячного колеса
6. Угол зацепления зубьев .
7. Приведенный коэффициент трения скольжения вдоль по винтовой линии
зубьев
8. Приведенный угол трения
§1. Определение расчетных величин нагрузок, действующих на вал
1. Расчетный момент на валу
кГмм = Н/мм.
3. Расчетная окружная сила на колесе
кГ =60975 H.
|
4. Расчетная аксиальная сила на колесе
кГ = Н.
кГ = Н.
5. Расчетное распорное усилие в зацеплении
кГ = Н,
кГ = Н.
6. Расчетная окружная сила на цепной звездочке
кГ = Н.
§2. Выбор материала вала
Для унификации материала возьмем сталь 40ХНА с термоупрочнением, как и для червячного вала. После закалки с высоким отпуском кГ/мм2 = 980 Н/мм2; кГ/мм2 = 813 Н/мм2; кГ/мм2 = 470Н/мм2 при удовлетворительной вязкости.
§3. Предварительное определение диаметра и конструктивная разработка вала
1. Для уменьшения веса выполняем вал полым, задавшись относительной величиной диаметра отверстия
Для наиболее нагруженного участка вала диаметр вала ищем по условию [I]
мм,
где - расчетный момент на валу, кГмм;
К – коэффициент, учитывающий влияние расположения зубчатых колес по отношению к подшипникам; для тихоходного вала при консольном расположении цепной звездочки ;
- предел выносливости материала вала, кГ/мм2.
Подставляя соответствующие числовые значения, получаем
мм.
2. По ГОСТу 6636-60 принимаем для наиболее нагруженного участка вала под подшипником выходного конца мм.
Задаемся из легкой серии подшипником №7208 со следующими данными [4]:
d=50 мм; D=72 мм; В=12 мм.
угол наклона беговой дорожки наружного кольца (угол нормали контакта) ;
коэффициент работоспособности ;
допускаемая статическая нагрузка кГ Н;
предельное число оборотов об/мин.
§ 4. Составление расчетной схемы вала как балки и построение эпюр нагрузок и напряжений
Коэффициент равен
к=
1. В плоскости ху
опорные реакции:
из
кГ =20962 Н.
из
кГ =5164 Н.
Изгибающие моменты
2. В плоскости zx:
Изгибающие моменты:
3.Полные реакции и изгибающие моменты:
на опоре A
кГ =15033 Н
.
на опоре В
кГ =62583 Н.
4.Крутящий момент
кГмм.= 1440600 Нмм
Считаем, что вдоль по шлицам крутящий момент изменяется линейно.
|
5. Осевая сила.
На тело вала осевая сила в этой конструкции не переходит, а передается через установочное кольцо сразу на внутренне кольцо подшипника В.
6. Строим эпюры напряжений по эпюрам крутящего и изгибающего моментов, используя формулы сопротивления материалов
и .
Эпюры напряжений получают скачки в сечениях, где имеют место скачки моментов и скачки диаметров.
Далее на эти эпюры накладываем картину концентрации напряжений.
7. По эпюрам напряжений намечаем два опасных сечения I-I и II-II, по которым следует провести проверочный расчет вала на прочность.
§ 5. Проверочный расчет вала по сечению I – I
|
1.Геометрические характеристики сечения.
Относительная величина отверстия
Момент сопротивления сечения при изгибе
мм3.
Момент сопротивления сечения при кручении
мм3.
2. Внутренние моменты в сечении I – I.
Интерполируя по эпюре , находим кГмм.=Нмм
Интерполируя по эпюре , находим кГмм.=2205000Нмм
Полный изгибающий момент
кГмм = 3030160 Нмм.
3.Расчетные напряжения:
изгиба
кГ/мм2 =86,24 Н/мм2.
кручения
кГ/мм2=75,46 Н/мм2.
4. Коэффициенты влияния отличий детали от образца материала.
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов с галтельными переходами [I].
Сначала находим по соответствующему графику теоретический коэффициент
где и ; следовательно, .
Затем определяем коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений для сталей:
т.е
.
Далее находим эффективные коэффициенты концентрации
по приближённой формуле
Коэффициент чистоты поверхности около сечения I – I.
При8 коэффициент шероховатости а = 4 и
