- •Кафедра Детали машин и тмм
- •Пояснительной записки
- •1 Техническое предложение
- •1.1 Введение
- •1.2 Энергетический и кинематический расчеты привода
- •1.3 Проектировочный расчет зубчатых передач редуктора
- •1.3.1 Материал и термообработка зубчатых колес
- •1.3.2 Режим работы передачи и число циклов перемены напряжений
- •1.3.3 Допускаемые контактные напряжения на сопротивление
- •1.3.4 Коэффициенты расчетной нагрузки при расчете по контактным
- •1.3.5 Расчет цилиндрической передачи
- •1.3.6 Расчет конической передачи
- •1.4 Предварительный расчет диаметров валов
- •1.5 Расчет ременной передачи
- •1.5.5.Анализ результатов
- •1.6 Подбор муфты
- •2 Эскизный проект
- •2.1 Основные параметры 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 н и Нmax
- •2.2.5 Напряжения изгиба f и Fmax
- •2.3 Конструкция зубчатых колес
- •2.4 Конструктивные элементы редуктора
- •2.5 Смазка зацеплений и подшипников
- •2.6 Усилия в передачах
- •2.7 Проверочный расчет валов на изгиб и кручение
- •2.8 Подбор подшипников качения
- •2.9 Расчет шпоночных соединений
- •3 Технический проект
- •3.1 Проверка опасного сечения тихоходного вала
- •3.2 Расчет болтов крепления редуктора к раме.
- •4. Список использованных источников
- •Содержание
2.9 Расчет шпоночных соединений
Принимаем шпонки призматические по ГОСТ 23360–78 [7, c.432].
Рисунок 2.6 – Размеры шпонок
фициент запаса прочности [8, c.131]; |
Напряжения смятия [8, c.128]: см = 2000 Т / dklр [см], где lр = l – b – расчетная длина шпонки; lст – длина ступицы насаживаемой детали; k = h – t1– расчетная высота шпонки [см] = Т / [S] – допускаемое напря жение смятия: для шпонок из стали 45 Т = 650 МПа, [S] = 2 – коэф- [см] = 325МПа. |
Размеры шпонок и расчет см даны в таблице 2.10.
Таблица 2.10 – Расчет шпонок
Параметр |
Место соединения |
Приме- |
||||
наименование |
обозн |
шкив |
колесо z2Б |
колесо z2Т |
муфта |
чание |
1 Диаметр вала, мм |
d |
25,9* |
40 |
56 |
55 |
|
2 Момент, Нм |
Т |
63,1 |
241,8 |
928 |
928 |
|
3 Длина ступицы, мм |
lст |
42* |
45 |
63 |
82 |
|
4 Шпонка ГОСТ23360 – размеры, мм |
t1 k lР |
5 5 36* 3,0 2,0 31 |
12 8 40 5,0 3,0 28 |
16 1056 6,0 4,0 40 |
161070 6,0 4,0 54 |
[7, c.433] |
5 Напряжения, МПа |
см |
78,6 |
144 |
207 |
156 |
|
Условие прочности выполняется см [см] |
||||||
Примечание – * размеры для конического конца вала по ГОСТ 12081–72 [7, c.431] |
3 Технический проект
3.1 Проверка опасного сечения тихоходного вала
на долговечность*
Оценку сопротивления усталости вала выполняют по величине общего коэффициента запаса прочности S [7, c.169], [8, c.325]:
S = SS / (S2 + S2 )1/2 [S ] = 1,5...2,5, (3.1)
где S = –1 / (KD И) – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба при симметричном цикле (R = –1, m = 0, a = max = и; и = 103M / W);
S = 2–1/ (KD +)K – коэффициент запаса прочности по касательтным напряжениям кручения при отнулевом цикле (R = 0, m = a = max / 2 = K / 2; K = 103T / WP );
KD = (K / Kd +1/KF – 1) /KV и KD = (K / Kd + 1/KF – 1) / KV -- коэффициенты снижения пределов выносливости реальной детали по сравнению с пределами (–1, –1) образцов;
– коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла.
В сответствии с рисунком 2.5 и таблицей 2.7 на валу два опасных сечения (по близким величинам моментов M = 538 и 629,4 Нм).
Концентраторы напряжений:
сечение 1 – посадка с натягом подшипника, 55 L0 / k6.
сечение 2 – посадка с натягом колеса z2T 56 H7/ r6 и шпоночный паз
16 10 6, где t1 = 6 мм – глубина паза на валу.
Влияние на усталость посадки с натягом подшипника (при том же d) на
10% ниже [7, c.171], чем посадки с натягом зубчатого колеса, поэтому в
дальнейшем сечение 1 не рассматриваем.
П римечание * – Проверка выполняется для того вала, для которого в проекте по заданию руководителя разработан рабочий чертеж.
П а р а м е т р [7, c.170, 171] |
Концентратор в сечении 2 |
Примечание |
|
посадка z2Т c натягом |
шпоночный паз |
||
1 Эффективный коэффициент концентрации напряжений |
K = 2,2 K = 2,05 |
В = 900 МПа d = 56 мм |
|
2 Коэффициент влияния абсолютных размеров сечения |
Kd = 0,83 Kd = 0,72 |
||
3 Отношение
|
K / Kd = 4,6 K / Kd = 2,75 |
2,65 2,85 |
|
Так как K / Kd = 4,6 от посадки больше, чем от шпоночного паза (2,65) при незначительной разнице K / Kd , то [7, c.170] дальше расчет ведем
с учетом натяга от посадки колеса z2T.
Коэффициенты влияния качества поверхности [7, c.170] при чистовом шлифовании (Rа = 0,8...1,6) KF = 0,89; KF = 0,94.
Коэффициент влияния поверхностного упрочнения [7, c.170]:
КV = 1– без упрочнения. Тогда
KD = (4,6 + 1 / 0,89 – 1) / 1 = 4,72; KD = (2,75 + 1 / 0,94 – 1) / 1 = 2,81.
Пределы выносливости образцов материала: сталь 45 [7, c.165] при D 80 мм и Н 270 НВ –1 = 410 МПа, –1 = 230 МПа; коэффициент = 0,1.
Момент сопротивления "нетто" (за вычетом шпоночного паза) поперечного сечения [7, c.166]:
а) на изгиб Wнетто = W – Wшп ,
где W = d3 / 32 = 563/ 32 = 17,24103 мм3.– момент сопротивления
сплошного вала ("брутто").
Wшп = bh(2d – h)2/ (16d) = 1610 (256 – 10)2/ (1656) = 1,86103 мм3– момент
сопротивления шпоночного паза;
Wнетто = (17,24 – 1,86)103 = 15,38103 мм3
б) на кручение
WРнетто = 2W – Wшп = (217,24 – 1,86)103 = 32,62103 мм3.
Напряжения:
а) изгиба И = 103М / Wнетто = 103629,4 / (15,38103) = 40,9 МПа;
б) кручения К = 103Т / WРнетто = 103928 / (32,62103) = 28,4 МПа.
Коэффициенты: S = 410 / (4,72 40,9) = 2,19;
S = 2230 / [(2,81 + 0,1)28,4] = 5,57;
S = 2,195,57 / (2,192 + 5,572)1/2 = 1,98 [S ] = 1,5...2,5 [7, c.169].
Сопротивление усталости в течение заданного срока службы в опасном сечении тихоходного вала обеспечивается.