tmax = (Tт / 1) * (16 / pd3) = 3500 * (16 / 3,14 (0,07)3) = 61,9 МПа
tа = 0,5 tmax (1 - Rs) tm = 0,5 tmax (1 + Rs).
Для циклических, нереверсивных, динамических нагрузок Rt = tmin / tmax = 0 Þ tа = tm = 0,5 tmax = 30,95 МПа.
t-1 =0,6 * s-1 = 0,6 * 460 = 276 МПа
ktD = 1,584 – коэффициент перехода от образца к детали по касательным напряжениям.
St = t-1 / (ta (ktD / kct) + yttm) = 276 / (30,95 (1,584 / 1,242) + 0,4 * 30,95) = 5,32, где yt - для легированных сталей, подвергнутых цементации.
- расчет коэффициента запаса прочности.
S = Ss St / (Ss2 + St2)0,5 = 13,54 * 5,32 / ((13,54)2 + (5,32)2)0,5 = 4,95 > [S].
Таким образом в ходе проверочного расчета тихоходного и быстроходного валов мы выяснили, что нагрузки, которые испытывают валы, не могут привести к их поломке.
3.2. Проверочный расчет подшипников звеньев.
Проверочный расчет подшипников представляет собой расчет подшипников на долговечность, который сводится к проверке неравенства LE £ L, где L – долговечность подшипника в млн. оборотов, LE – долговечность подшипника, которую должен выдержать подшипник за полный срок службы.
Величина L определяется по приведенной расчетной нагрузке Pрасч и динамической грузоподъемности С:
L = (C kкач / Pрасч)m’; Pрасч = Fr * kБ * kT;
LE = (60 * 10-6 / (nзам + 1)) * n Si=1k (Ti / Tрасч)m’ tm;
Lna = a1 a23 L,
где kкач – коэффициент качения, зависит от степени точности подшипника, для степени точности ‘0’ kкач = 1; m’ – зависит от типа подшипника, для роликовых подшипников m’ = 3,33; kБ – кгоэффициент безопасности, для подшипников механических передач принимается равным 1,3; Fr – радиальная нагрузка на подшипник, для данного расчета выбирается максимальная нагрузка на валу; nзам – число замен подшипников; n – частота вращения вала подшипника; Lna – долговечность подшипника при условии безотказной работы и при заданных условиях ситуации; a1, a23 – коэффициенты долговечности и условий работы.
3.2.1. Быстроходная ступень.
Fr = Ra = 1080,8 H, , т.к. Ra является максимальной нагрузкой на валу; C = 19,7 кН, nзам = 0; a1 = 1, т.к. принимаем условие безотказной работы равной 90 %; a23 = 1.
L = (19,7 * 1 / (1,080 * 1,3))3,33 = 2786,2 млн. об.
LE = (60 * 10-6 / (0 + 1)) * 27,7 * 55 * 2297 = 13,36 млн. об.
L > LE Þ подшипник подобран правильно.
Lna = 1 * 1 * 2786,2 = 2786,2 млн. об.
3.2.2. Тихоходная ступень.
Fr = Rb = 3,67 кН, т.к. Rb является максимальной нагрузкой на валу; C = 29,5 кН; nзам = 0, a1 = 1, a23 = 1.
L = (29,5 * 1 / (3,67 * 1,3))3,33 = 236,5 млн. об.
LE = (60 * 10-6 / (0 + 1)) * 55 * 2297 = 7,58 млн. об.
L > LE Þ подшипник подобран правильно.
Lna = 1 * 1 * 236,5 = 236,5 млн. об.
3.3. Проверочный расчет зубчатых зацеплений.
Целью проводимого расчета является предотвращение преждевременного выхода из строя зубчатых колес из-за поломок зубьев и разрушение активных поверхностей в результате развития усталостного выкрашивания.
3.3.1. Проверочный расчет на контактную выносливость.
· тихоходная ступень.
- расчет окружной скорости вращения колеса.
V = p (dW)a nah / (60 * 1000) = 3,14 * 69 * 198 / 60000 = 0,71 м/с, где
nah – относительная частота вращения центрального колеса а и водила h.
- расчет напряжений на активных поверхностях зубьев.
sн = (12120 / (dW)a) * zн * ze (Тн1 * kнe * kнv (n + 1) * kна / (bW u))0,5 £ [sн];
kна = 1, зависит от окружной скорости и степени точности по ГОСТ 1643 – 81.
zн = (2 cosb1 / sin2atw)0,5 = (2 * 0,8 / sin(2 * 20))0,5 = 1,3.
ze = ((4 - ea) / 3); ea = 1,9 – 3,2 * (1/za + 1/zg) = 1,9 – 3,2 (1/22 – 1/29) = 1,64; ze = ((4 – 1,64) / 3) = 0,78; Tн1 = Ta / nW = 760 / 3 = 253,3 Н * м; kнe = W + (kнb0 - 1) kнw = 1,05 + (1,06 - 1) * 0,8 = 1,1, где
W = 1,05 при плавающем колесе а; kнb0 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца центрального колеса, равен 1,06; kнw = 0,8; kнv = 1 + Vн = 1 + 4,76 * 10-4 * Wнv * bw (dw)a / (Tн1 * kнe); Wнv = dн * g0 * V ((aw)a-g / u)0,5 = 0,014 * 38 * 0,71 (69,2/1,04)0,5 = 5,2 Н/мм.
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.