Файл: Расшифровка подписи Члены комиссии подпись расшифровка подписи.docx

Для определения K⁰_Hβ найдем коэффициент ширины венца по диаметру:



По значению Ψ_bdопределим K⁰_Hβ= .Тогда:



Динамический коэффициент K_HV= определим методом линейной интерполяции.

Окончательно найдем:





2.4.2 Проверка изгибной прочности зубьев

Напряжения изгиба в зубе шестерни:



Коэффициент формы зуба при x_j=0:



где – эквивалентное число зубьев.









Коэффициент, учитывающие влияние угла наклона зуба на его прочность:



Коэффициент торцевого перекрытия:



Коэффициент, учитывающие перекрытие зубьев:



Коэффициент нагрузки при изгибе:



Для определения его коэффициентов используем зависимости:







Тогда:

---

где

Напряжение в зубьях колеса:



_где

---

2.5 Силы в зацеплении

Окружная сила:



Распорная сила:



Осевая сила:



Суммарная сила:





Рисунок 1 – Схема расположения зубчатых сил в зацеплении

3 Расчет и проектирование валов

3.1 Расчет быстроходного вала

3.1.1 Предварительный расчет быстроходного вала

Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [????????] МПа. Ориентировочно определим диаметр вала в наименьшем сечении:



где Нм – крутящий момент в опасном сечении вала, [????????]МПа – пониженные допускаемые напряжения на кручение, σ_bМПа – предел прочности материала вала.

Твердость заготовки 235…262 HB; σ_b=780МПа.

Тогда допускаемое напряжение на кручение:

[????????]= 0,025 σ_b = 0,025 780 = 19,5 МПа.

Тогда диаметр хвостовика вала

Принимаем диаметр d = 45 мм из нормального ряда линейных размеров.

Консольная нагрузка:

3.1.2 Определение опорных реакций

Горизонтальная плоскость

Σm(F)_B= 0

F_a· 0,5d₁ – F_r· L₃ + R_Dг· L₀ = 0

R_Dг = =

---

= 0,984 кН.

Σm(F)_D= 0

F_r · L₃ +F_a ·0,5d₁ – R_Bг· L₀ = 0

R_Bг = = =1,524 кН.

Проверка:

ΣF_у= 0

R_Вг–F_r + R_Dг = 0

1,524 –2,508 + 0,984 = 0

Вертикальная плоскость

Σm(F)_D= 0

F_t· L₃ – R_Bв· L₀ + F_k· (L_k+ L₀) = 0

R_Bв = = =4,751 кН.

Σm(F)_B =0

F_k· L_k –F_t· L₃ + R_Dв· L₀ = 0

R_Dв = = =2,886 кН.

Проверка:

ΣF_у= 0

–F_k + R_Вв–F_t + R_Dв = 0

–0,87+ 4,751 –6,767+ 2,886= 0

3.1.3 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов для быстроходного вала

Изгибающие моменты в сечении С (горизонтальная плоскость)

М_хСВ = L₃· R_Bг = 101,5 · 1,524= 154,69 Нм;

М_хСD = М_хСВ – 0,5d₁ F_a = 154,69 – 0,5·89,61·1,225= 99,8 Нм.

Изгибающие момент в сечении B (вертикальная плоскость)

М_уВ = –L_k·F_k = –116,0· 0,87=-100,92 Нм.

Изгибающие момент в сечении С (вертикальная плоскость)

М_уС = –(L_k + L₃)·F_k +L₃·R_Bв = – (116 + 101,5)·0,87 +101,5·4,751= 293 Нм.

Суммарный изгибающий момент





Рисунок 2 – Эпюры изгибающих и крутящих моментов на быстроходном валу

---

3.2 Расчет тихоходного вала

3.2.1 Предварительный расчет тихоходного вала

Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [????????] МПа. Ориентировочно определим диаметр вала в наименьшем сечении:



где Нм – крутящий момент в опасном сечении вала, [????????]МПа – пониженные допускаемые напряжения на кручение, σ_b МПа – предел прочности материала вала.

Твердость заготовки 179…207 HB; σ_b=600МПа.

Тогда допускаемое напряжение на кручение

[????????]= 0,025 σ_b = 0,025 600 = 15 МПа.

Тогда диаметр хвостовика вала

Принимаем диаметр d = 75 мм из нормального ряда линейных размеров.

Консольная нагрузка:

3.2.2 Определение опорных реакций

Горизонтальная плоскость

Σm(F)_B= 0

F_a· 0,5d₁ – F_r· L₃ + R_Dг· L₀ = 0

R_Dг = = = 0,265 кН.

Σm(F)_D= 0

F_r · L₃ +F_a ·0,5d₁ – R_Bг· L₀ = 0

R_Bг = = =2,243 кН.

Проверка:

ΣF_у= 0

R_Вг– F_r + R_Dг = 0

2,243– 2,508 +0,265 = 0

Вертикальная плоскость

Σm(F)_D= 0

F_t· L₃ – R_Bв· L₀ +F_k· (L_k+ L₀) = 0

R_Bв = = = 10,22 кН.

Σm(F)_B =0

F_k· L_k –F_t· L₃ + R_Dв· L₀ = 0

R_Dв =

---