- •Курсовая работа
- •Пояснительная записка
- •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
- •Проверка долговечности подшипников Ведущий вал
- •Ведомый вал
- •Расчёт основных размеров корпуса редуктора
- •17. Заключение
- •Список литературы
Проверка опасного сечения вала на усталостную прочность (выносливость)
Коэффициенты концентрации напряжений для заданного сечения:
;=+ 0,99 − 1= 2,22;
;=+ 0,99 − 1= 1,89,
где 4,5,2,7 − эффективные коэффициенты концентраций напряжений для данного сечения вала в зависимости от его формы;
0,7 − коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения на предел выносливости;
0,99 − коэффициент влияния шероховатости;
1 − коэффициент влияния поверхностного уплотнения, поверхность вала не упрочняется.
Амплитуда нормальных напряжений:
;= 6,25 МПа.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
;= 8 МПа.
Коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала:
;= = 0,05, где0,09 − коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:
;= = 162 МПа;
;= 105 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:
;= 26.
Расчетный запас выносливости по касательным напряжениям кручения:
;== 12,5.
Расчетный коэффициент запаса прочности:
;S == 11,2 >, где- допускаемый запас усталостной прочности. Условие усталостной прочности выполняется.
Проверка прочности шпоночных соединений
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 = == 101 МПа.
Расчетное сопротивление смятия, на ведущем валу, под шестерню:
σСМ = == 113 МПа.
Расчетное сопротивление смятия, на ведомом валу, под колесо:
σСМ = == 117 МПа.
Расчетное сопротивление смятия, на хвостовике ведомого вала:
σСМ = == 112 МПа.
Параметры принятых призматических шпонок (ГОСТ 23360-78). Размеры в мм
Длина l |
42 |
56 |
44 |
48 |
d |
Диаметр вала d |
Сечение шпонки |
Фаска |
Глубина паза | |||
Свыше |
До |
b |
h |
Вала t1 |
Ступицы t2 | ||
32 |
30 |
35 |
10 |
6 |
0,25-0,4 |
2 |
3,6 |
44 |
40 |
55 |
12 |
8 |
0,4-0,6 |
3 |
4,6 |
54 |
50 |
55 |
12 |
16 |
0,6-0,9 |
7 |
8,4 |
38 |
35 |
40 |
10 |
18 |
0,25-0,3 |
8 |
9,7 |
Проверка долговечности подшипников Ведущий вал
Определение суммарных реакций в подшипниках
== 10732 Н;
== 8080 Н.
Для опор АиВприняты роликовые радиально-упорные подшипники:
Fа1 = Fx =476 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 · 10732 = 3296 Н;
0,83 · 0,37 · 7860 = 2481 Н.
Расчетные осевые силы, нагружающие подшипники:
Fa(А)= Fх + Fb = 476+2481=2957Н;
Fa(B)=Fb= 2481 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 · 10732 + 0 ∙ 2957 ) · 1,3 · 1,0 = 13951 Н,
( 1,0· 1 · 8080 + 0 · 2481 ) · 1,3 · 1,0 = 10504 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{ 13951 ; 10504 }= 13951Н.
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== 60 301 часов > 8 000 часов.