Визначення допустимих напружень на згин

Визначення допустимих контактних напружень

; МПа (2.4.2.1)

де σ_Нlimb – базова границя витривалості поверхні зубів, яка відповідає базовому числу циклів зміни напруг N_НО; (Л [2], табл. 3.2)

К_HL – коефіцієнт довговічності; К_HL=1

[S_h]=1.1 – коефіцієнт безпеки

Для шестірні

482 МПа (2.4.2.2)

Для колеса

428 МПа (2.4.2.3)

Для косозубих коліс розрахункове допустиме контактне напруження

[σ_H]=0.45([σ_H1]+[σ_H2]); (2.4.2.4)

тоді [σ_H] = 0,45 ( 482+428 ) = 410 МПа

необхідна умова [σ_Н]£1,23[σ_Н]₂

Визначення допустимих напружень на згин

Допустимі напруження згина

(2.4.3.1)

де σ⁰_{Flim b}=1.8 HB (Л [2], табл. 3.9)

σ⁰F limb₁=1.8 ∙ HB1 = 18 х 230 = 415 МПа

σ⁰ F limb2=1.8 ∙ HВ2 = 18 х 200 =360 МПа

[S_F]=[S_F]^I[S_F]^II – коефіцієнт безпеки

де [S_F]^I= 1.75 (Л [2], табл. 3.9)

[S_F]^II= 1.0 (заготовка-поковка)

[S_F]= 1,75 ∙ 1 = 1.75

Допустимі напруження, МПа

для шестірні =237 МПа

для колеса =206 МПа

2.4.4 Визначення міжосьової відстані передачі

Визначаємо міжосьову відстань, мм

=

(2.4.4.1)

де: для косозубих колеса К_а=43,

коефіцієнт нерівномірності навантаження

К_Нβ = 1,15 (Л [2], табл. 3.1)

(Л [2], с.36)

Найближче значення міжосьової відстані по ГОСТ 2185-66

Вибираємо з ряду (2, стор 36)

а_ω= 125 мм (Л [2], с.36)

2.4.5 Визначення основних розмірів зубчастої пари

Нормальний модуль зачеплення приймаємо:

m_n=(0.01÷0.02)۰a_ω (2.4.5.1)

m_n= мм

приймаємо за ГОСТ 9563-60 т_п= 2 мм (Л [2], с.36)

Попередньо приймаємо кут нахилу зубів β=10⁰

Визначаємо число зубів шестірні і колеса

(2.4.5.2)

приймаємо Z₁= 24 , тоді

Z₂=Z₁۰u_зп (2.4.5.3)

Z₂= 24۰4= 96

Уточнюємо значення кут нахилу зубів

(2.4.5.4)

14^o30′

Для косозубих ⁰ = 8 … 16 ⁰

Визначаємо основні розміри шестірні та колеса:

Діаметри ділильні,

Шестірня мм (2.4.5.5)

Колесо мм (2.4.5.6)

Перевірка мм (2.4.5.7)

Діаметри вершин зубів

Шестерні d_a1=d₁+2m_n= 50+2 2=54 мм (2.4.5.8)

Колеса d_a2=d₂+2m_n= 200+2 2=204 мм

Діаметри западин зубів

df₁=d₁-2.5m_n= 40-2,5 2=45 мм (2.4.6.9)

df₂=d₁-2.5m_n= 200-2,5 2=195 мм (2.4.5.10)

Ширина

Шестірні b₁=b₂+5= 50+5=55 мм (2.4.6.11)

Колеса b₂= = 0,4 125=50 мм

2.4.6 Перевірочні розрахунки

Коефіцієнт ширини шестірні по діаметру

=1.1 (2.4.6.1)

Колова швидкість шестірні,

(2.4.6.2)

V 0.60 м/с

При такій швидкості для косозубих коліс треба прийняти __ступінь точності (2, с.32)

Коефіцієнт навантаження

К_Н=К_НβК_НαК_{Н v} (2.4.6.3)

K_Hβ≈ 1,15 (2, табл. 3.5)

К_Нα≈ 1,06 (2, табл. 3.4)

К_{Н v}= 1 (2, табл. 3.6)

Таким чином, К_Н= 1,2

Перевірка контактних напружень, МПа

(2.4.6.4)

Умова виконується.

Сили, що діють у зачепленні

Колова Н

Радіальна Н

Осьова Н

Перевіряємо міцність зубів на тривалість по напруженням згину

(2.4.6.5)

де: коефіцієнт навантаження К_F=R_Fβ۰K_{F v}

при 1,1 , твердості НВ£350 і несиметричному розташуванні зубчастих коліс відносно опор К_Fβ = 1,33 (Л [2], табл..3.7)

K_{F v}= 1,3 (Л [2], табл. 3.8)

Таким чином, коефіцієнт K_F = 1,33۰1,3=1,73

Еквівалентне число зубів

шестірні

колеса

_YF – коефіцієнт враховуючий форму зуба і залежний від еквівалентного числа зубів;

Y_F1= 3,84 Y_F2 = 3,60 (Л [2], с.42)

Знаходимо відношення

для шестірні МПа

для колеса МПа

Подальший розрахунок необхідно вести для зубів колеса, для якого знайдене відношення менше.

Визначаємо коефіцієнти Y_β і К_fα

(Л [2], с.47)

Перевіряємо міцність по формулі:

(2.4.6.6)

< [ _F]₂ =206МПа

Умова міцності виконується.

2.5 Попередній розрахунок валів редуктора

В е д у ч и й в а л:

Діаметр вихідного кінця при допустимому напруженні [τ_K]=15 МПа,

(2.5.1)

мм

Приймаємо d_B1= 28 мм d_n1= d_В1 + 5 = 35 мм

Рисунок 2.1 Ескіз ведучого вала

В е д е н и й в а л .

Приймаємо МПа

Діаметр вихідного кінця валу

d_B2= мм (2.5.2)

Приймаємо d_B2 =40 _мм

Діаметр вала під підшипниками приймаємо

d_n2 = d_B2 + 5 = 45 мм,

під зубчастим колесов d_k2 = d_П2 + 5 = 50 мм.

Рисунок 2.2 Ескіз веденого валу

Конструктивні розміри шестерні і колеса

Шестерню виготовляємо за одне ціле з валом, її розміри визначені вище:

d₁ = 50 мм, d_a1= 54 мм,

d_f1 = 45 мм b₁= 55 мм.

Колесо коване:

d₂ = 200 мм d_a2= 204 мм

d_{f 2} = 45 мм b₂= 50 мм

Діаметр маточини d_мат=1,6 ∙ d_k2 = 1.6۰ 50 = 80 мм

Довжина маточини ℓ_мат=(1,2÷1,5) · d_k2 = 60 75

приймаємо ℓ_мат = 60 мм

Товщина ободу,

δ₀=(2,5..4) т_п = 5 8 мм

приймаємо δ = 8 мм

Товщина диска С=0,3۰b₂=0,3۰50 = 15 мм

2.6 Конструктивні розміри корпуса редуктора

Товщина стінок корпуса і кришки, мм:

δ=0,025 а_ω+1, (2.6.1)

δ=0,025۰125 +1 = 4.125 мм,

приймаємо δ = 8мм,

δ₁=0,02 а_ω+1 мм

δ₁=0,02 ۰125 +1 = 3.5 мм (2.6.2)

приймаємо δ₁ = 8мм.

Товщина фланців (поясів) корпусу і кришки:

верхнього пояса корпуса і пояса кришки

b=b₁=1.5δ=1,5۰8 = 12 мм

нижнього пояса корпусу

р=2,35δ=2,35۰8 = 18,8мм

приймаємо р = 20 мм.

Діаметр болтів: фундаментальних

d₁=(0.03÷0.036) a_ω+12=0,03۰125+12= 15.75

приймаємо болти з різьбою М 16

Болти, які кріплять кришку до корпусу у підшипників

d₂=(0.7÷0.75) d₁ =0.7·15=10.5 мм

приймаємо болти з різьбою М12

Болти, які з’єднують кришку з основою

d₃=(0.5÷0.6) d₁ =0.5·15=7.5 мм

приймаємо болти з різьбою М 8