Самоходный двухвальцовый каток

курсовая работа

4. Расчет на прочность деталей

* Рассчитаем цилиндрическую открытую передачу («12-13» рис. 8).

Исходные данные для расчета:

М1 = 8439 Н·м - момент на ведущей шестерни;

i = 5,294- передаточное число передачи;

М2 = М1 i· =8439·5,294·0,94 = 44676 Н·м - момент на ведомой шестерне.

В качестве материала принимаем:

Для шестеренки - сталь марки 45Х, термообработка - улучшение (m= 650МПа) [F1] = 0.8 ·m = 0,8 · 650 = 520 МПа ;

для зубчатого колеса - сталь марки 40X, термообработка -

нормализация (m = 550МПа) [F2] = 0.8 ·m = 0,8 · 550 = 440 МПа.

Расчетный модуль зацепления:

(26)

где =1,4;

z1 = 17; z2 = 90;

Расчет производят для элемента пары «шестерня-колесо»: у которого меньшая величина отношения [F]/YFS

для шестерни [F1]/YFS1 = 520/4,3 = 120,9

для колеса [F2]/YFS2 = 440/3,7 = 118,9

Дальнейшие расчеты следует производить для шестерни.

= b/d1 = 0.4;

-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, = 1,4 ;

-коэффициент внешней динамической нагрузки, = 1,5 .

Принимаем стандартное значение m = 14 мм.

Геометрические размеры зубчатых колес:

-делительный диаметр: d1 = m· z1 = 14 · 17 = 238 мм; (27)

d2 = m · z2 = 14 · 90 = 1260 мм. (28)

-диаметр вершин зубьев: dа1 = m· (z1 + 2) = 14 · (17+2) = 266 мм; (29)

da2 = m · (z2- 2)= 14 · (90- 2) = 1232 мм. (30)

-диаметр ножек зубьев: df1 = m · (z1- 2.5) = 14 · (17-2.5) = 203 мм; (31)

df2 = m · (z2 + 2.5)= 14 · (90 + 2.5) = 1295 мм. (32)

-ширина венцов: b2 = b = · d1 =0,4 · 238 = 95 мм; (33)

b1 = b2 + 5 = 95 + 5 = 10 мм. (34)

- межосевое расстояние: aw= 0,5 ·(d2-d1) = 0,5-(1260-238) = 511 мм. (35)

Проверка расчетных напряжений изгиба.

-окружная сила в зацепление F1 = 2 ·103 · М1/d1 = 2 · 103 · 8439/238 = 70916 Н; (36)

-окружная скорость колес:

V = ·d1 ·n1 /(60·103) = 3.14·238·35.2/(60 ·103) = 0,44м/с; (37)

- степень точности принимаем - 9;

- kFv-коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацепление, kFV=1,11;

-удельная расчетная окружная сила при изгибе:

WFI =F1 ·kFB ·kFV ·kA/b1 =70916·1.4·1.11·1.5/100=1638Н/мм; (38)

-Расчетные напряжения изгиба: F1 = YFS1 · WFt /m = 4,3 ·1638/14 = 503 МПа;

Должно выполняться условие F1 F1];

503520 - условие выполнено .

* Рассчитаем цилиндрическую закрытую передачу («5-8» рис. 8).

Исходные данные для расчета:

М1 = 923 Н·м- момент на ведущей шестерни;

i = 2,1- передаточное число передачи;

М2 = М1 · i· =872·2,1·0,98 = 1899 Н·м -момент на ведомой шестерне.

Модуль зацеплении m = 6 мм; Число зубьев z1 = 21, z2 = 44.

В качестве материала принимаем:

для шестеренки - сталь марки 45, термообработка - улучшение

( = 340МПа) [] = 0.8·= 0,8·340 = 272 МПа; [] = 2.8 · = 2,8 ·340 = 952 Мпа

для зубчатого колеса - сталь марки 45Л, термообработка - нормализация ( = 320МПа) [ ]=0.8·am =0,8·320=256МПа.

[ ]=2.8· =2,8·320 = 896МПа

Геометрические размеры зубчатых колес:

-делительный диаметр: d1 = m· = 6 · 21 = 126 мм;

= m · = 6 · 44 = 264 мм.

-диаметр вершин зубьев: = m · ( + 2) = 6 · (21+2) = 138 мм;

= m · ( + 2)= 6 · (44 + 2) = 276 мм.

- диаметр ножек зубьев: = m · ( - 2. 5) = 6 · (21-2. 5) = 111 мм;

= m · (- 2.5)= 6 · (44- 2.5) = 249 мм.

-ширина венцов: = b = · =0, 6 · 126 = 75 мм;

= + 5 = 75 + 5 = 80 мм.

Принимаем = 0,6.

- межосевое расстояние: = 0,5 ·( + ) = 0,5·(264 + 126) = 195 мм.

Проверка расчетных контактных напряжений.

-окружная сила в зацепление: =2· ·/ =2·103 ·923/126 = 14650 Н; (39)

-окружная скорость колес v = п · * /(60 ·) = 3.14 ·126 ·321/(60 ·) = 2,1 м/с;

- степень точности принимаем - 8;

- -коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацепление, =1,05;

- -коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки в зацепление, для одновременно зацепляющихся зубьев =1;

- - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, = 1,06;

- - коэффициент внешней динамической нагрузки, = 1,5.

-удельная расчетная окружная сила:

= F1· kHА · kнв · kнv · kA / b1 = 14650 ·1·1.06 ·1.5 / 80 = 291 Н/мм; (40)

- Расчетные контактные напряжения:

(41)

где Zн = 1.77 - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

ZE = 275Мпа1/2- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес;

Zc = 1 - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Должно вьтолняться условие [];

889896- условие выполнено .

Проверка расчетных напряжений изгиба :

- kFY-коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацепление, kFY=1, 10;

- kFB - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, kFB = 1,08;

- k-коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки в

зацепление, для одновременно зацепляющихся зубьев kFA=1;

-удельная расчетная окружная сила при изгибе:

WFt = F1 kFA kFB k Fv kA / b1 = 14650 ·1·1.08 ·1.5/ 80 = 297 Н/мм;

- Z1 = 21; Z2 = 44;

- YFs1 = 4.13; YFs2 = 3. 7.

Расчет производят для элемента пары «шестерня-колесо»: у которого

меньшая величина отношения [F]/YFs

для шестерни [F1]/YFs1 = 272/4,13 = 65,9

для колеса [F2 ]/YFs2 = 256/3,7 = 69,2

Дальнейшие расчеты следует производить для шестерни.

-Расчетные напряжения изгиба: F1 = YFS1 · WFt /M= 4,13 · 297/6 = 204,4 МПа;

Должно выполняться условие F1[F1];

204,4 272- условие выполнено.

Делись добром ;)