- •1. Выбор двигателя и кинематический и силовой расчет привода
- •2. Выбор типа зубьев зубчатых передач
- •3. Выбор степени точности изготовления зубчатых колес
- •4. Выбор термообработки и материала для изготовления зубчатых колес и валов редуктора
- •5. Выбор способа получения заготовок для зубчатых колес
- •6. Определение допускаемых напряжений
- •7. Проектный расчет передачи по условию контактной выносливости зубьев колес
- •8. Проверочный расчет зубьев на контактную прочность.
- •9. Проверочный расчет зубьев по напряжениям изгиба
- •10. Проверочный расчет зубьев на отсутствие остаточных деформаций при действии пиковых нагрузок
- •11. Геометрический расчет зацепления конической зубчатой передачи
- •12. Определение усилий в зацеплении зубчатых колес
- •13. Выбор типа и способа смазывания зубчатых колес
- •14. Выбор конструкции устройства для контроля уровня смазочного материала в корпусе редуктора
- •15. Расчет цепной передачи
- •16. Подбор муфт
- •17. Предварительный расчет быстроходного вала редуктора.
- •18. Проектировочный расчет быстроходного вала редуктора
- •19. Предварительный расчет тихоходного вала
- •20. Проектировочный расчет тихоходного вала редуктора
- •20. Уточненный расчет быстроходного вала
20. Уточненный расчет быстроходного вала
Считаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему).
Материал валов — сталь 40 Х закалка ТВЧ; σв = 930 МПа (см. табл. 3.3).
Пределы выносливости σ-1 =0,43*930 = 400 МПа и τ-1 = = 0,58*400 = 232 МПа.
У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно; достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне . В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты Му и Мх и крутящий момент Т1.
Концентрация напряжений вызвана запрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.
Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях
Н мм;
Н мм.
Суммарный изгибающий момент
Н мм.
Момент сопротивления сечения
Нм3
Амплитуда нормальных напряжений
М Па
По табл. 8.7 определяем
Полярный момент сопротивления
Н м
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
МПа
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
По табл. 8.7 определяем = 0,6* +0,4 = 0,6*4,5+0,4 = 3,1,
а коэффициент = 0,1;
Коэффициент запаса прочности
Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [S] = 1,5-1,7.
Полученное значение S = 2,33 достаточно для обеспечения помимо выносливости еще и достаточную жесткость вала.