Самоходный двухвальцовый каток
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;
- kFА-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.