§ 20. Допускаемые напряжения зубьев на изгиб
1. Эквивалентное число зубьев по §19, п. 1:
Для шестерни
Для колеса
2. Теоретический коэффициент концентрации напряжений у корня зуба
3. Коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений для стали
следовательно, ,
4. Эффективный коэффициент концентрации напряжений у корня зуба
,
5. Коэффициент влияния чистоты поверхности у корня зуба (здесь шероховатость часто больше, чем на рабочем профиле)
где а=6, если чистота у корня зуба 6,
6. Коэффициент качества заготовки из проката или штамповки [I]:
.
7. Масштабные коэффициенты зуба [I]. При мм
8. Результирующие коэффициенты влияния отличий детали от экспериментального образца материала:
9. Пределы ограниченной выносливости материала зубьев
где m=9÷12;
Np – по §4, п.2;
≈1,2.
=64 кГ/мм2 <132.
При реверсе
=123 кГ/мм2 <132.
=63 кГ/мм2 <96.
116>96.
Значит, =96 кГ/мм2.
Следовательно, =96 кГ/мм2 = 940 Н/мм2.
10. Коэффициенты чувствительности материала зубьев к асимметрии цикла напряжения [I] для сталей
11. Допускаемые напряжения на изгиб зубьев при асимметричных циклах и ограниченной долговечности [I]
кГ/мм2,
где допускаемый коэффициент запаса прочности =1,7÷2.
Для незакаленных зубьев =1,7;
для высокозакаленных (низкий отпуск) в результате существенного влияния остаточных закалочных напряжений на прочность зубьев =2.
Принимая в нашем случае для зубьев шестерни ш=1,9 и для зубьев колес к=1,8, находим
при r=0
=28 кГ/мм2 <
=31 кГ/мм2 <;
при r=-0,5 (реверс момента)
=37 кГ/мм2 <69.
=33 кГ/мм2 <53.
Из сравнения следует, что для проверки прочности зубьев на изгиб должны быть взяты
=28 кГ/мм2 = Н/мм2 и =31 кГ/мм2 = Н/мм2.
§21. Проверка зубьев на изгибную прочность
1. На номинальном режиме:
т.е. 21,5<28 кГ/мм2
т.е. 19<30 кГ/мм2,
2. На перегрузочном режиме при пробуксовке муфты:
43<69 кГ/мм2,
38<53 кГ/мм2.
§22. Окончательные основные размеры конической пары редуктора
dш=26,00 мм;
zш=26;
;
dк=45,00мм;
zк=45;
L=25,9 мм;
b=6,0 мм;
ms=1 мм;
δ=90°;
αn=20°;
βср=23°.
Степень точности зацепления – 4-я.
Глава IV. Расчет выходного вала редуктора
Исходные данные (из предыдущего расчета)
1. Угловая скорость вала n=10,5 об/мин.
2. Крутящий момент на червячном колесе кГмм = Н.
3. Коэффициент динамичности внешней нагрузки
4. Делительные диаметры:
червячного колеса мм,
цепной звездочки мм.
5. Угол скоса зубьев червячного колеса
6. Угол зацепления зубьев .
7. Приведенный коэффициент трения скольжения вдоль по винтовой линии
зубьев
8. Приведенный угол трения
§1. Определение расчетных величин нагрузок, действующих на вал
1. Расчетный момент на валу
кГмм = Н/мм.
3. Расчетная окружная сила на колесе
кГ =60975 H.
у
4. Расчетная аксиальная сила на колесе
кГ = Н.
5. Расчетное распорное усилие в зацеплении
кГ = Н,
6. Расчетная окружная сила на цепной звездочке
§2. Выбор материала вала
Для унификации материала возьмем сталь 40ХНА с термоупрочнением, как и для червячного вала. После закалки с высоким отпуском кГ/мм2 = 980 Н/мм2; кГ/мм2 = 813 Н/мм2; кГ/мм2 = 470Н/мм2 при удовлетворительной вязкости.
§3. Предварительное определение диаметра и конструктивная разработка вала
1. Для уменьшения веса выполняем вал полым, задавшись относительной величиной диаметра отверстия
Для наиболее нагруженного участка вала диаметр вала ищем по условию [I]
мм,
где - расчетный момент на валу, кГмм;
К – коэффициент, учитывающий влияние расположения зубчатых колес по отношению к подшипникам; для тихоходного вала при консольном расположении цепной звездочки ;
- предел выносливости материала вала, кГ/мм2.
Подставляя соответствующие числовые значения, получаем
мм.
2. По ГОСТу 6636-60 принимаем для наиболее нагруженного участка вала под подшипником выходного конца мм.
Задаемся из легкой серии подшипником №7208 со следующими данными [4]:
d=50 мм; D=72 мм; В=12 мм.
угол наклона беговой дорожки наружного кольца (угол нормали контакта) ;
коэффициент работоспособности ;
допускаемая статическая нагрузка кГ Н;
предельное число оборотов об/мин.
§ 4. Составление расчетной схемы вала как балки и построение эпюр нагрузок и напряжений
Коэффициент равен
к=
1. В плоскости ху
опорные реакции:
из
кГ =20962 Н.
кГ =5164 Н.
Изгибающие моменты
2. В плоскости zx:
Изгибающие моменты:
3.Полные реакции и изгибающие моменты:
на опоре A
кГ =15033 Н .
на опоре В
кГ =62583 Н.
4.Крутящий момент
кГмм.= 1440600 Нмм
Считаем, что вдоль по шлицам крутящий момент изменяется линейно.
Рисунок 7 – Построение эпюр
5. Осевая сила.
На тело вала осевая сила в этой конструкции не переходит, а передается через установочное кольцо сразу на внутренне кольцо подшипника В.
6. Строим эпюры напряжений по эпюрам крутящего и изгибающего моментов, используя формулы сопротивления материалов
и .
Эпюры напряжений получают скачки в сечениях, где имеют место скачки моментов и скачки диаметров.
Далее на эти эпюры накладываем картину концентрации напряжений.
7. По эпюрам напряжений намечаем два опасных сечения I-I и II-II, по которым следует провести проверочный расчет вала на прочность.
§ 5. Проверочный расчет вала по сечению I – I
I
1.Геометрические характеристики сечения.
Относительная величина отверстия
Момент сопротивления сечения при изгибе
мм3.
Момент сопротивления сечения при кручении
2. Внутренние моменты в сечении I – I.
Интерполируя по эпюре , находим кГмм.=Нмм
Интерполируя по эпюре , находим кГмм.=2205000Нмм
Полный изгибающий момент
кГмм = 3030160 Нмм.
3.Расчетные напряжения:
изгиба
кГ/мм2 =86,24 Н/мм2.
кручения
кГ/мм2=75,46 Н/мм2.
4. Коэффициенты влияния отличий детали от образца материала.
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов с галтельными переходами [I].
Сначала находим по соответствующему графику теоретический коэффициент
где и ; следовательно, .
Затем определяем коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений для сталей:
т.е
Далее находим эффективные коэффициенты концентрации
по приближённой формуле
Коэффициент чистоты поверхности около сечения I – I.
При8 коэффициент шероховатости а = 4 и
Коэффициент качества заготовки из проката с последующей обработкой
Масштабные коэффициенты находим по экспериментальным кривым на рис. 17 и 18 [I] интерполяций для мм:
Результирующие коэффициенты влияния отличий детали от образца материала:
при при расчете на изгиб
при расчете на кручение
и при
30 50 60
1,25
1,15
d
1,3
1,45
Рисунок 8 - Зависимость масштабного коэффициента от размера расчетного сечения (циклическая прочность).
Рисунок 9 - Зависимость масштабного коэффициента от размера расчетного сечения (статическая прочность).
5. Пределы ограниченной выносливости материала вала.
По изгибу
где кГ/мм2 и число циклов напряжений изгиба
вала за расчетную долговечность
Численные подстановки дают
, т.е. кГ/мм2=901,6 Н/мм2 .
По кручению с реверсом момента при числе реверсов
где кГ/мм2 = 284 Н/мм2;
кГ/мм2=490 Н/мм2.
Численно
кГ/мм2 ,т.е. кГ/мм2=490 Н/мм2.
6. Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжения:
; ;
; .
7. Предельные напряжения изгиба и кручения для сечения I-I вала:
; кГ/мм2=294 Н/мм2.
кГ/мм2<41
8. Коэффициенты запасов прочности по сечению I-I вала на номинальном режиме:
по изгибу
по кручению
Результативный запас прочности по сечению I-I вала
§6. Проверочный расчет вала по сечению II-II
Расчет шлицевого участка на изгиб ведут по среднему диаметру мм; а на кручение – по внутреннему диаметру мм, поскольку выступы принимают весьма малое участие в передаче крутящего момента.
1. Геометрические характеристики сечения.
при
2. Внутренние моменты в сечении II-II.
Интерполируя по эпюре , находим кГмм=415520 Нмм в то время как по эпюре кГмм= 1199520 Нмм.
кГмм = 1615040 Нмм.
3. Расчетные напряжения:
кГ/мм2 = 51,94 Н/мм2.
кГ/мм2 = 101,9 Н/мм2.
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений во впадинах шлицов по сечению II-II при плавном выходе впадин:
Коэффициент чистоты поверхности около сечения II-II.
Соответственно имеем и
Масштабные коэффициенты.
Интерполирование по кривым дает:
Как и в расчете по сечению I-I,
кГ/мм2; кГ/мм2.
6. Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжения.
7. Предельные напряжения изгиба и кручения для сечения II-II:
кГ/мм2 = 286,16 Н/мм2.
кГ/мм2<24.
8. Коэффициенты запасов прочности по сечению II-II:
Результативный запас прочности по сечению II-II вала
Глава V. Проверка подшипников выходного вала на долговечность и на перегрузку
Исходные данные (из расчета вала) (рис. 10)
Рисунок 10 - Силовая схема для расчета подшипников вала.
1. Опорные реакции: кГ; кГ.
2. Осевая сила кГ= 80360 Н.
3. Угловая скорость вала n=10,5 об/мин.
4. Коэффициент динамичности внешней нагрузки
Необходимые данные взятого подшипника приведены в конструктивной
разработке вала.
В частности, - коэффициент работоспособности подшипника;
кГ =63700 Н –допускаемая статическая нагрузка на подшипник;
- угол нормали контакта роликов по наружному кольцу.
§1. Определение результирующей осевой нагрузки на подшипник
Рисунок 11 - Схема для определения результирующей осевой нагрузки на подшипник.
1. Аксиальные составляющие, возникающие в подшипниках:
кГ = 4371 Н.
кГ = 18185 Н.
2. Результирующая осевая нагрузка
кГ = -11848 Н.
Знак (-) указывает на направление А навстречу. Следовательно, вся осевая нагрузка воспринимается левым подшипником А.
§2. Определение поправочных коэффициентов к нагрузкам на подшипники [4]
1. Коэффициент приведения осевой нагрузки на подшипник к радиальной.
Для роликоподшипников конических легкой серии находим по таблице
каталога (справочника)
2. Коэффициент кинематический.
При вращении внутреннего кольца
3. Коэффициент динамичности нагрузки
4. Коэффициент температурный.
При работе подшипника в условиях рабочей температуры <
§3. Расчет приведенных радиальных нагрузок на подшипники
кГ = 34445 Н,
кГ = 65712 Н.
Отсюда следует, что проверку достаточно провести по более нагруженному подшипнику на опоре В, поскольку сами подшипники взяты одинаковыми.
§4. Определение ожидаемой долговечности подшипника
Из выражения для коэффициента работоспособности согласно каталогу
находим
откуда и часа.
§5. Определение минимально необходимой долговечности
подшипника
Для подшипников качения согласно нагрузочному графику за один цикл эксплуатационной нагрузки
мин.
За расчетную долговечность циклов
часов.
§6. Условие по долговечности
удовлетворяется с огромным запасом (7,5<<193), но на более легкий подшипник перейти нельзя, если допускаемая статическая нагрузка для него согласно каталогу меньше
Заключение
В данной курсовой работе был разработан конический редуктор электромеханизма подъемника створок колеса шасси. В процессе проектирования были рассчитаны:
конические зубчатые пары;
dк=45,00 мм;
βср=23.
червячные передачи;
A = 187,00 мм ; ; мм;
мм; ; ;
мм; ; .
определена математическая модель редуктора, а также выходной вал редуктора и проверены подшипники выходного вала на долговечность
Литература
1. «Сборник заданий на курсовое проектирование деталей машин, приборов и механизмов радиоаппаратуры». Под редакцией Хринеченко Е. П. М. МАИ 1973г.
2. Куприянов В. И. Рощин Г. И. «Методическое пособие для курсового проектирования по деталям механизма». М. МАИ, 1975г.
3. «Расчёт деталей механизмов и машин». под редакцией Герлаха Л. Г. М. МАИ, 1971г.
4. Шейнберг А. Е. «Курсовое проектирование деталей машин». Калиниград. «Янтарный сказ», 2005г.
5. Методическое пособие по дипломному и курсовому проектированию для специальности «Авиационные приборы и ИВК» и «Информационно-измерительная техника и технологии»/ НГТУ; Сост.: Карасёва Т. В., Миркин Я. Л.. Н. Новгород, 2005г.
6. «Конструирование узлов и деталей авиационных приборов». Учебное пособие под редакцией Волгина В. В. М. МАИ, 1988г.
Страницы: 1, 2, 3
