Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
Прочность зубьев, необходимая для предотвращения остаточных деформаций, хрупкого излома или образования первичных трещин в поверхностном слое, определяют сопоставлением расчетного (максимального местного) и допускаемого напряжений изгиба в опасном сечении при действии максимальной нагрузки:
sFmax £ sFPmax.
Расчетное местное напряжение sFmax, определяют по формуле:
,
где КAS = 3 – коэффициент внешней динамической нагрузки при расчетах на прочность от максимальной нагрузки; КA = 1 – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, (определен ранее);
Тмах / TF = Кпер = 1,45(исходные данные).
Таким образом: МПа, МПа.
Допускаемое напряжение sFPmax определяют раздельно для зубчатых колес (шестерни и колеса) по формуле:
,
где σFSt – предельное напряжение зубьев при изгибе максимальной нагрузкой, МПа; определяем по приближённой зависимости:
σFSt ≈ σFlimb×YNmax×KSt
где σFlimb – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа;
σFlimb1 = 463,75 МПа σFlimb2 = 437,5 МПа
YNmax1,2 = 4 (т.к. qF = 6)– коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения. KSt1,2 = 1.3 (т.к. qF = 6)– коэффициент, учитывающий различие между предельными напряжениями, определёнными при ударном, однократном нагружении и при числе ударных нагружений N = 103; Тогда: σFSt1 ≈ σFlim1×YNmax1×KSt1 = 463,75∙4∙1,3 = 2411,5МПа, σFSt2 ≈ σFlimb2×YNmax2×KSt2 = 437,5×4×1,3 = 2275 МПа. SFSt = 1,75 – коэффициент запаса прочности; YX – коэффициент учитывающий размер зубчатого колеса, определяется по формуле. YX1 = 1,041, YX2 = 1,028 (определены ранее). коэффициент YRSt= 1 и отношение YdSt /YdStT = 1. Получим:
Проверка условия прочности:
sFmax1 ≤ sFPmax1 → 110,882 МПа ≤ 1434,498 МПа – условие выполнено; sFmax2 ≤ sFPmax2 → 103,63 МПа ≤ 1336,4 МПа – условие выполнено. Проектный расчет валов редуктора
Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Крутящие моменты в поперечных сечениях валов: ведущего Тк1=29,6.103 Н.мм; промежуточного Тк2=72,157.103Н.мм; выходного Тк3=175,901.103Н.мм; Ведущий вал. Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τк] = 25МПа
Принимаем dв1=18мм. Диаметр под подшипниками примем dп1=25мм; диаметр шейки для упора подшипника ddn1=25мм. Промежуточный вал. Определяем диаметр под колесо dк2 при допускаемом напряжении [τк] = 25МПа
Принимаем dк2=235мм; диаметр под подшипники dп2=30мм. Выходной вал. Определяем диаметр выходного конца вала dв3 при допускаемом напряжении [τк] = 15МПа
Примем dв3=40мм; диаметр под подшипники dп3=45мм; диаметр под цилиндрическое зубчатое колесо dк3=48мм; диаметр шейки для упора подшипника dδn3=51мм
Популярное: Почему человек чувствует себя несчастным?: Для начала определим, что такое несчастье. Несчастьем мы будем считать психологическое состояние... Модели организации как закрытой, открытой, частично открытой системы: Закрытая система имеет жесткие фиксированные границы, ее действия относительно независимы... Почему стероиды повышают давление?: Основных причин три... ©2015-2024 megaobuchalka.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. (187)
|
Почему 1285321 студент выбрали МегаОбучалку... Система поиска информации Мобильная версия сайта Удобная навигация Нет шокирующей рекламы |