- •1.1 Введение
- •1.2 Энергетический и кинематический расчет привода
- •1.2.2 Подбор электродвигателя
- •1.2.3 Общее передаточное число и его разбивка по ступеням
- •1.3 Проектный расчет зубчатых передач
- •1.3.2 Режим работы передачи и число циклов перемены напряжения
- •1.3.3 Допускаемые контактные напряжения на сопротивление усталости
- •1.3.4 Коэффициент расчетной нагрузки при расчете по контактным напряжениям
- •1.3.5 Проектировочный расчет цилиндрической передачи
- •1.3.5.1. Межосевое расстояние косозубой цилиндрической передачи с внешним зацеплением из условия сопротивления контактной усталости активных
- •1.3.5.2. Допускаемые напряжения на изгиб в зубьях шестерни [2, с. 10]:
- •1.4. Расчет ременной передачи
- •1.5 Предварительный расчет валов
- •Расчет диаметров валов приведен в таблице 1.13
- •1.6 Подбор муфты
- •2.1. Основные параметры привода.
- •2.1.2. Общее передаточное число привода
- •2.2 Проверочный расчет зубчатых передач редуктора
- •2.2.1 Проверка выбора механических характеристик материала
- •2.2.2 Допускаемые напряжения
- •2.2.3 Коэффициенты расчетной нагрузки kakvkk
- •2.2.4 Контактные напряжения sH и sHmax
- •2.2.5 Напряжения изгиба sF и sFmax
- •2.2.7 По условию прочности и жесткости валов [3, с.18; 19]:
- •2.5 Конструктивные элементы редуктора
- •2.6 Смазка зацеплений и подшипников
- •3 Технический проект
- •3.1 Проверка опасного сечения промежуточного вала на долговечность
- •3.2 Расчет болтов крепления редуктора к раме
- •Расчетная сила на оси болта
- •Расчетное допускаемое напряжение на разрыв болта
3 Технический проект
3.1 Проверка опасного сечения промежуточного вала на долговечность
Оценку сопротивления усталости вала выполняют по величине общего коэффициента запаса прочности S[7, с.169], [8, с.325]:
(3.1)
где – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба при симметричном цикле (R=-1,m= 0,a=max =И;И= 103М/W);
–коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям кручения при нулевом цикле (R= 0,m=a=max/2 =K/2;K = 103Т/WP);
–коэффициенты снижения пределов выносливости реальной детали по сравнению с пределами (-1,-1) образцов;
- коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла.
В соответствии с рисунком 2.4 и таблицей 2.7 на валу два опасных сечения.
Концентраторы напряжений:
сечение 1 – посадка с натягом колеса z2Б 48 Н7/s6 и шпоночный паз 14х9х36, гдеt1= 5,5 мм – глубина паза на валу.
сечение 2 – зубчатая шестерня df1= 52.45 мм.
Параметр [7, с.170, 171] |
Концентратор в сечении 1 |
Концентратор в сечении 2 |
Примечание | |
посадка z2Бс натягом |
шпоночный паз |
Зубчатая шестерня | ||
1 эффективный коэффициент концентрации напряжений |
K= 2,2 К= 2,05 |
K= 1,7 К= 1,55 |
B= 900 МПа d=48 мм df1= 52,45мм | |
2 Коэффициент влияния абсолютных размеров сечения |
Кd= 0,88 Kd= 0,77 |
Кd= 0,86 Kd= 0,75 | ||
Отношение |
K/Kd= 4,0 K/Kd = 2,4 |
2,5 2,66 |
1,98 1,92 |
Так как K/Kd= 4,0 от посадки имеет большее значение, чем от шпоночного паза и зубчатой шестерни (2,5 и 1,98) при небольшой разницеK/Kd, то [7, с.170] дальше расчет ведем с учетом натяга от посадки колесаz2Б.
Коэффициенты влияния качества поверхности [7, с.170] при чистовом шлифовании (Ra= 1,6…3,2)KF= 0,84;KF= 0,9.
Коэффициент влияния поверхностного упрочнения [7, с.170]:
KV= 2,7 – закалка ТВЧ.
Тогда
.
Пределы выносливости образцов материала: сталь 40Х [7, с.165] при D120 мм и Н270 НВ-1= 410 МПа;-1= 240 МПа; коэффициент= 0,1.
Момент сопротивления “нетто” (за вычетом шпоночного паза) поперечного сечения [7, с.166]:
на изгиб Wнетто =W–Wшп,
где W=d3/32 =483/32 = 10851 мм3– момент сопротивления сплошного вала (“брутто”).
Wшп=bh(2d–h)2/(16d) = 149(248 – 9)2/(1648) = 1241 мм3– момент сопротивления шпоночного паза;
Wнетто=10851–1241=9610мм3;
б) на кручение
WРнетто= 2W–Wшп= 210851–1241=20461мм3.
Напряжения:
а) изгиба И= 103М/W= 10329,4/10851 = 2.7 МПа;
б) кручения К= 103Т/WР = 10336/20461 = 1.8 МПа.
Коэффициенты: S = 410/ 1,552.7 = 97.9;
S = 2240/ (0,93 + 0,1)1.8 = 258.9;
S= 97.9259.9 / (97.92+ 258.92)1/2= 91.57[S] = 1,5…2,5 [7, с. 169].
Сопротивление усталости в течение срока службы в опасном сечении промежуточного вала обеспечивается.
3.2 Расчет болтов крепления редуктора к раме
Схема нагружения и стыка редуктора с размерами даны на рисунке 3.1.
Рисунок 3.1 – Расчетная схема стыка
Внешняя нагрузка на редуктор: TБ= 55,42 Нм; ТТ= 1638,8 Нм;FМ= 4400 Н;FВХ=588,08 Н;FВУ= 102,7 Н . Болты (таблица 2.3): М1,d1= 20 мм; количествоz= 4; диаметр отверстия под болтd0= 21 мм.
Длины, необходимые для расчета, взяты с чертежа редуктора.
Собственной массой редуктора пренебрегаем в запас прочности.
Нагрузка на стыке: Fx= 0;Fy=FВХ=588 Н; Fz=FВУ-FМ=4400-102,7 = 4300 Н (отрывающая);
Мх=Tт-Tб+(FВХ)0,205+(-FМ+FВУ)(0,535/2 – 0,18)= 1086 Нм;
Му=FМ0,305+FВУ 0,26 =1370Нм;
Tz=FВХ0,26=153Нм
Наиболее нагруженный болт №3.
Внешние усилия в зоне наиболее нагруженного болта [8, с.113]:
FТz= 103Tz/(z),
где = (x12+y12)1/2= (1752+ 2452)1/2= 300 мм – расстояние от центра масс стыка О до оси болта №3;
FTz= 103Tz/(z)=128 Н
FFy=Fy/z=147 Н
Сдвигающая сила, приходящаяся на болт №3 (рисунок 3.1):
F = (FTz2 + FFy2 +2FTzFFycos)1/2 = 260 Н
FFz=Fz/z= 1075 Н
FMx = 103Mx/(4y1) = 1890Н;
FMy = 103My/(4x1) = 1550 H.
Отрывающая сила в зоне болта №3:
F = FMx + FMy - FFz = 2370 H.
Усилия предварительной затяжки:
а) на сдвиг:
Fзат1 = k1F/(if) + FFz = 3675
где k1= 1,5 – коэффициент запаса сцепления на сдвиг (k1= 1,5…2);
i= 1 – число стыков в соединении;f= 0,15 – коэффициент трения на стыке;
б) на отрыв:
Fзат2=k2(1 –)[Fz+ 103Aст(Mx/WстX+My/WстY)]/z,
где k2= 2 – коэффициент запаса на отрыв: при F –const(k= 1,5…2);
= 0,25 – коэффициент внешней нагрузки при жестком стыке;
WстX=Iст/Ymax,WстY=IстY/xmax– моменты сопротивления стыка изгибу (приближенно, ввиду малости влияния отверстийd0 под болты, допускается вычислять без их учета):
IстХ= 2bl3/12 =bl3/6 = 404903/6 = 784106мм4,
ymax= 267,5 мм,WстX= 784106/267,5 = 2,9106мм3;
IстY= 2(b3l/12 +blx12) =bl(b2/6 + 2x12) = 40490(402/6 + 21452) = 829106мм4;
xmax= 175 мм,WстY= 829106/175 = 4,7106мм3;
Аст= 2bl= 240490 = 39,2103мм2– площадь стыка;
Fзат2= 2(1- 0,25)[4300+ 39,2(1086 /2,9 +1370 /4,7)]/4 = 11402 Н.