залежно від схеми навантаження, від параметра ybd=bw/dw1 і від поєднання твердості зубів шестерні і колеса; для нашого випадку ybd=0,72 і KHb=1,11 [1, рис. 8.15] - коефіцієнт, що враховує динамічне навантаження в зачепленні, що залежить від виду передачі, ступеня точності й окружної швидкості V; для V=0,48 м/с KHV=1,03 [1, табл. 8.3]=1,11? 1,03=1,1322
.
Згинальні напруги в основі зубців прямозубих коліс визначаються за формулами:
для шестірні:
sF1=YF1? ZFb? Ft? KF/(bw? M),
гдеZFb - коефіцієнт, який вираховується за формулою
b=KFa? Yb/ea
a - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами, KFa=1,75 [1, табл. 8.3]; b - враховує роботу зуба як пластини (а не балки) і визначається рівністю
b=1 - b ° ??/ 140 °; b=1 - 12,839 °/140 °=0,91b=1,75? 0,91/1,636=0,973;
- коефіцієнт, що враховує форму зубів, YF1=4,05
[1, рис 8.20] при Zv1=22,65;
Коефіцієнт навантаження KF представляється у вигляді
=KFb? KFV,
де KFb - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця. Призначається залежно від схеми навантаження, від параметра ybd=bw/dw1 і від поєднання твердості зубів шестерні і колеса; для нашого випадку ybd=0,72 і KFb=1,15 [1, рис. 8.15] - коефіцієнт, що враховує динамічне навантаження в зачепленні, що залежить від виду передачі, ступеня точності й окружної швидкості V; для V=0,48 м/с KFV=1,03 [1, табл. 8.3]=1,15? 1,03=1,173.
для колеса:
sF2=sF1? YF2/YF1,
де YF2 - коефіцієнт, що враховує форму зубів, YF2=3,75
[1, рис 8.20; при Zv2=89,54]
sF1Т=4,05? 0,973? 12158,9? 1,173/(46,3? 3)=404,6 МПа,
sF2Т=404,6? 3,75/4,05=374,6 МПа.
Порівняння фактичних і допустимих контактних і згинальних напружень. Висновок про працездатності.
Щоб перевірити працездатність передачі, необхідно порівняти допустимі і робочі контактні напруги. Критерій міцності по контактним напруженням:
МПа lt; Тисячі шістсот вісімдесят п'ять МПа
недовантажити становить 7,22%, що знаходиться в межах норми.
Критерій міцності по напруженням вигину:
Обидва критерії виконуються, отже, передача працездатна.
6. Перевірка проміжного вала на втомну міцність
бурова лебідка редуктор
6.1 Визначення запасу міцності вала
Відзначимо відстані, які використовуються для побудови епюри: - відстань від опори А до середини колеса, l1=49 мм; - відстань від опори А до середини шестерні, l2=104,15 мм; - відстань між опорами, l3=160 , 65 мм.
Розрахункова схема навантаження вала у вертикальній площині і визначення реакцій в опорах і епюри згинальних моментів:
;
Н.
;
Н.
Епюра згинальних моментів
;
Нм.
;
Нм.
;
Нм.
Розрахункова схема навантаження вала в горизонтальній площині і визначення реакцій в опорах і епюри згинальних моментів:
Н.
;
Н;
Епюра згинальних моментів
;
Нм.
;
Нм.
Епюра кручення:
Визначимо сумарний момент в небезпечному перерізі.
На даному валу можна виділити два небезпечних перетину т.к. в їх згинальний момент найбільший, маються концентратори напруги це шпонковий паз зубчастого колеса і шестерні.
;
Нм.
;
Нм.
Визначимо сумарні реакції в опорах
;
Н.
;
Н.
Малюнок 6.1. Епюри згинальних і крутних моментів
.2 Визначення фактичного запасу втомної міцності вала в перетині
У більшості випадків складно визначити дійсний цикл навантаження в умовах експлуатації. Тоді розрахунок виконують умовно за номінальною навантаженні, отже цикл напруги приймаємо симетричним для напруги вигину, і отнулевому для напруги кручення.
?- 1 і?- 1 - межі витривалості
Приймаються матеріал вала, як у шестерні - сталь 20х,=650 МПа.
;
;
;
де К? і К?- Ефективні коефіцієнти концентрації напружень, К? =1,7, К? =1,4 [1, табл. 15.1];
Кd- коефіцієнт, масштабного фактора, Кd=0,82 [1, рис. 15.5];
КF - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні,
КF=1 [1, рис. 15.6];
?? і ??- Коефіцієнти, що коректують вплив постійної складової циклу напружень на опір втоми; їх величини залежать від механічних характеристик матеріалу
? а і? а - амплітуди змінних складових циклів навантаження, а? m і? m - постійні складові.
;
;
.
Т.к. то забезпечується ...
