- •Содержание
- •8.3 Определение расчетных контактных и изгибных
- •13. Конструирование зубчатых колес 40
- •З адание
- •1 Расчет рабочего органа машины
- •1.1 Расчет диаметра грузового каната
- •1.2 Определение диаметра и длины барабана
- •1.3 Определение крутящего момента и частоты вращения барабана
- •2 Выбор электродвигателя
- •2.1 Определение потребляемой мощности для подъема груза
- •2.2 Определение диапазона частот вращения вала электродвигателя
- •2.3 Выбор электродвигателя
- •3 Определение передаточного числа привода и передаточного числа редуктора
- •4.2 Назначение термообработки и допускаемых контактных напряжений
- •5. Анализ полученных данных и выбор оптимальной компоновки редуктора
- •6 Определение вращающих моментов и частот вращения валов для оптимального варианта
- •6.1 Определение вращающих моментов.
- •6.2 Определение частот вращения валов.
- •7 Геометрический расчет зубчатых передач
- •8 Проверочный расчет зубчатой передачи тихоходной и быстроходной ступеней
- •8.1 Назначение материала и термообработки.
- •8.3 Определение расчетных контактных и изгибных напряжений, допускаемых контактных и изгибных напряжений для косозубой тихоходной ступени.
- •9 Разработка эскизного проекта редуктора
- •9.1 Определение диаметров валов
- •9.2 Определение расстояний между деталями
- •9.3 Выбор типа подшипников
- •10 Расчет промежуточного вала на усталостную прочность
- •10.1 Определение усилий, действующих на вал
- •10.2 Расчетная схема для промежуточного вала
- •10.3 Определение реакций и построение эпюр изгибающих моментов в вертикальной плоскости
- •10.4 Расчетная схема сил нагружения вала в горизонтальной плоскости, определение реакций в опорах
- •10.5 Определение суммарного изгибающего момента в опасных сечениях
- •10.6 Определение суммарных реакций в опорах а и d
- •10.7 Решение вопроса о необходимости установки шпонок под шестерни
- •10.8 Определение фактического запаса усталостной прочности вала в сечении с и в
- •11 Проверка долговечности подшипников качения опор
- •12 Проверочный расчет шпоночных соединений
- •13. Конструирование зубчатых колес
- •14 Эскизы стандартных изделий
- •15 Описание сборки узла промежуточного вала
- •16 Смазывание зубчатой передачи
- •Список литературы
10.8 Определение фактического запаса усталостной прочности вала в сечении с и в
Так как промежуточный вал выполнен в исполнении вал-шестерня, то вал будет изготовлен из стали 40ХН также как и шестерня, поэтому для расчетов примем характеристики материала шестерни.
Фактический запас прочности вычислим по формуле:
SС = (SσС∙ SτС)/ ≥ [S], (73)
где SσС - запас сопротивления по деформации изгиба,
SσС = σ-1/((σа∙ kσ/ kd∙ kf) + ψσ ∙σт.С), (74)
SτС – запас сопротивления по кручению,
SτС = τ-1/((τа∙ kτ/ kd∙ kf) + ψτ ∙τт.С). (75)
Расчет выполняется по номинальной нагрузке, циклы напряжения принимаем ассиметричными для напряжения изгиба (рис.3) и кручения (рис.4).
Рисунок 3 - Ассиметричный цикл нагружения для изгиба
Рисунок 4 - Ассиметричный цикл нагружения для кручения
τт.С - среднее напряжение кручения;
τт.С = τаС = 0,5∙τ = (0,5∙ T2Б)/(0,2∙df3), (76)
где df – диаметр окружности впадин вал-шестерни;
τт.С = τаС = (0,5∙ 264,9)/(0,2∙523) =4,7 МПа,
σаС - амплитуда нормальных напряжений;
σаС = TиС/(0,1∙dк3) = 389/(0,1∙523) = 27,5 МПа; (77)
σ-1 - предел выносливости по нормальным напряжениям, выбираем согласно [4, c. 648] равным 550 МПа;
kσ - эффективный коэффициент концентрации напряжения выбираем согласно [4, c. 569] равным 1,9;
kd - масштабный коэффициент выбираем согласно [4, c. 567] равным 0,58;
kf – коэффициент качества поверхности, принимаем согласно [4, c. 568] равным при тонком точении 1;
ψσ – коэффициент чувствительности материала к нормальным напряжениям принимаем согласно [4, c. 571] равным 0,15;
σт – среднее напряжение для симметричного цикла напряжения принимаем согласно [4, c. 560] равным нулю;
τ-1 – предел выносливости по касательным напряжениям, МПа выбираем согласно [4, c. 648] равным 300 МПа;
σВ – предел прочности выбираем согласно [4, c. 620] равным 1200 МПа;
kτ – эффективный коэффициент концентрации напряжения выбираем согласно [4, c. 569] равным 1,6;
ψτ – коэффициент чувствительности материала к касательным напряжениям принимаем согласно [4, c. 571] равным 0,1;
SσB = 550/((27,7∙ 1,9/ 0,58∙ 1) + 0) = 6,06;
SτB = 300/((4,7∙ 1,6/ 0,58∙ 1) + 0,1 ∙4,7) =22,33,
SB = (6,06∙ 22,33)/ = 5,85.
Условие по запасу усталостной прочности выполняется, то есть SB > [S];
5,85 > 1,5.
Так как условие выполняется, то расчет на жесткость не проводим. В первом опасном сечении С работоспособность обеспечена.
Фактический запас прочности в сечении В вычислим по формуле:
SВ = (SσВ∙ SτВ)/ ≥ [S],
где SσВ - запас сопротивления по деформации изгиба,
SσВ = σ-1/((σа∙ kσ/ kd∙ kf) + ψσ ∙σт.В),
SτВ – запас сопротивления по кручению,
SτВ = τ-1/((τа∙ kτ/ kd∙ kf) + ψτ ∙τт.В).
Расчет выполняется по номинальной нагрузке, циклы напряжения принимаем ассиметричными для напряжения изгиба (рис.3) и кручения (рис.4).
τт.В - среднее напряжение кручения;
τт.В = τаВ = 0,5∙τ = (0,5∙ T2Б)/(0,2∙dк3),
где dк - диаметр промежуточного вала под колесом;
τт.В = τаВ = (0,5∙ 267,6)/(0,2∙473) =6,4 МПа,
σаВ - амплитуда нормальных напряжений;
σаВ = TиВ/(0,1∙dк3) = 50,5/(0,1∙473) = 4,9 МПа;
kσ - эффективный коэффициент концентрации напряжения выбираем согласно [4, c. 569] равным 2,6;
kd - масштабный коэффициент выбираем согласно [4, c. 567] равным 0,75;
kf – коэффициент качества поверхности, принимаем согласно [4, c. 568] равным при тонком точении 0,74;
kτ – эффективный коэффициент концентрации напряжения выбираем согласно [4, c. 569] равным 2,4;
SσВ = 550/((4,9∙ 2,6/ 0,75∙ 0,74) + 0) = 24;
SτВ = 300/((6,4∙ 2,4/ 0,75∙ 0,74) + 0,1 ∙6,4) =10,6,
SВ = (24∙ 10,6)/ = 9,7.
Условие по запасу усталостной прочности выполняется, то есть SB > [S];
9,7 > 1,5.
Так как условие выполняется, то расчет на жесткость не проводим. В первом опасном сечении В работоспособность обеспечена.