Діаметр западин зубів ,
118,7
мм,
271,3мм.
Перевірка правильності розрахунку: 160мм,
фактичне передаточне відношення
.
Визначаємо ширину колеса і
шестерні
,
80мм,
приймаємо
80
мм,
мм
= 85мм.
Визначаємо окружну швидкість колеса і назначаємо ступінь точності передачі
,
4,64
м/с, згідно [1]
приймаємо степінь точності – 8.
2.4 Перевірка зубів на витривалість по контактним напруженням.
Визначаємо розрахункові контактні напруження
,
де:
- коефіцієнт розрахункового навантаження,
- коефіцієнт, враховуючий нерівномірність
роз приділення навантаження між зубцями,
- коефіцієнт динамічності.
Згідно [1]
маємо
1,05,
=1,09,
=1,0,
відповідно
=
1,2.
Таким чином
=
407МПа < 487МПа,
умова міцності виконується.
Визначаємо розрахункове напруження згину
,
де:
окружна
сила;
– коефіцієнт розрахункового навантаження;
–
коефіцієнт міцності зуба по місцевим
напруженням;
–
коефіцієнт компенсації похибки, яка
виникає внаслідок спрощеної розрахункової
схеми.
Згідно [1]
маємо
1,3,
=
1,
=
1,1, відповідно
=
1,43
Визначаємо зусилля в зачеплені:
окружна сила
,
6493
Н;
радіальна сила
,
=
2410Н;
осьова сила
,
1662Н.
Визначаємо еквівалентне число зубів шестерні та колеса
,
65,
158, і згідно
[1] визначаємо
3,62
та
3,6
.
Знаходимо відношення
76,8,
та
69,4.
Перевірочний розрахунок проводимо для зубів колеса, для якого найдене співвідношення найменше.
Визначаємо коефіцієнт
0,9.
Розраховуємо напруження згину для зубів колеса
,
=
188
МПа
< 206
МПа,
умова міцності виконується.
Ііі Попередній розрахунок валів передачі Розрахунок геометричних параметрів колеса
Попередній розрахунок
проводимо на кручення за зниженими
допустимими дотичними напруженнями.
Для вуглецевих і легованих сталей
МПа.
Визначаємо діаметр вихідного кінця тихохідного валу
,
60,73мм,
приймаємо
60мм.
Згідно [1]
назначаємо діаметр вала під підшипник
65мм,
а діаметр вала під колесо
70мм.
Визначаємо геометричні параметри колеса:
діаметр отвору під вал
70мм;
діаметр маточини
112мм,
приймаємо
112
мм;
довжина маточини
84÷105мм,
приймаємо
90мм;
товщина обода
5-8
мм, приймаємо
10
мм;
товщина диска
мм, приймаємо
28мм.
Також вибираємо, згідно
стандарту, відповідні довжини ділянок
тихохідного валу: вихідна ділянка
100
мм; довжина ділянки під підшипник та
кришку підшипника
85
мм; ділянка під колесо
90
мм.
Для вибору відповідного типу підшипника визначаємо співвідношення
0,26 < 0,33 то назначаємо шарикові
підшипники № 213.
Параметри підшипника d = 65мм, D = 120мм, B = 23мм, C = 44кН, Co= 34кН.
Згідно [1]
за діаметром вала та довжиною відповідної
ділянки вибираємо призматичні шпонки
розміром
:
вихідна ділянка валу
,
глибина пазу
7
мм,
4,4
мм;
ділянка вала під колесом
,
глибина пазу
7,5
мм,
4,9мм.
IV Розрахунок тихохідного валу на втомливість
Визначаємо відстань між опорами валу, округляючи до цілого,
,
123
мм.
Будуємо розрахункову схему валу та визначаємо реакції в опорах.
Визначаємо реакції в опорах горизонтальної площини
,
=
3247 Н.
Визначаємо реакції в опорах вертикальної площини
,
,
61,5мм,
229356
Н*мм.
-660
Н.
,
3070
Н.
Перевірка
,
-660+3070-2410=0.
Будуємо епюри згинаючих моментів:
визначаємо величину згинаючого моменту в горизонтальній площині
138191Н*мм;
визначаємо величину згинаючого моменту в вертикальній площині
40590
Н*мм,
188805
Н*мм.
Будуємо епюру сумарного моменту
143962
Н*мм,
234019
Н*мм.
Будуємо епюру обертального моменту Т2, Н*мм.
Згідно побудованих епюр визначаємо небезпечні ділянки валу, для яких виконуємо повірку валу на втомливість. В нашому випадку перетин А – А (вихідна ділянка валу) і перетин В – В (ділянка валу під колесом). У відповідних перетинах є канавка для шпонок.
Для валів нормальні напруження згину змінюються по симетричному циклу, а дотичні по пульсуючому.
Умова міцності
,
де
коефіцієнт запасу міцності.
Визначаємо межі
витривалості для сталі 45, (
МПа)
,
МПа;
,
МПа.
Розрахункова схема тихохідного валу та відповідні епюри
Fa
Ft
RBy
RAy
T2
T2
Fr
B
А
RBx
RAx
l
L=2l
Мгор.
138191
188805
Мвер.
40590
243019
143962
Мсум.
896000
Т2
Розглянемо перетин А – А.
Концентрація напружень
обумовлена шпоночкою канавкою. В перетині
діє тільки напруження від крутіння.
Відповідно оцінку міцності виконуємо
тільки по коефіцієнту
.
,
де:
-
ефективний коефіцієнт концентрації
напружень;
-
масштабний фактор;
- коефіцієнт враховуючий ступінь обробки
поверхні;
-
коефіцієнт враховуючий вплив дотичних
напружень на втомливість матеріалу;
-
амплітудне і середнє значення напружень.
Згідно [1] приймаємо =1,5, = 0,72, = 1, =0,1.
Визначаємо величину
,
де:
- момент опору перетину при кручені,
мм3.
,
=
39441мм3.
11,4
МПа.
Відповідно
=
5,73 > 2,5,
умова міцності виконується.
Розглянемо перетин В – В.
Концентрація напружень обумовлена шпоночкою канавкою та посадкою зубчатого колеса на вал. В перетині діють напруження від крутіння та згину. Відповідно оцінку міцності виконуємо по загальному коефіцієнту міцності
,
де:
-
коефіцієнт запасу міцності по нормальним
напруженням.
.
Згідно [1]
приймаємо
=
1,6,
=
0,76,
=1,0.
Визначаємо величину амплітудного напруження
,
де
- момент опору перетину при згинанні,
мм3.
,
=
29472 мм3.
8,3 МПа.
14.
Визначаємо коефіцієнт .
,
Згідно [1] приймаємо =1,5, =0,65, = 1, =0,1.
Визначаємо величину
,
де: - момент опору перетину при кручені, мм3.
,
=63129
мм3.
7,1
МПа.
Відповідно
=
8,3.
Загальний коефіцієнт міцності
7,12
>2,5, умова міцності виконується.