- •Задание
- •С одержание
- •Кинематический расчет привода
- •Выбор материалов и допускаемых напряжений элементов червячной передачи
- •Расчет червячной передачи редуктора
- •3.1 Геометрический расчет
- •3.2 Расчет на контактную выносливость
- •3.3 Расчет на выносливость при изгибе
- •Расчет ременной передачи
- •Эскизная компоновка редуктора
- •Проверочные расчеты валов и подшипников
- •8.1 Определение реакций в опорах валов
- •8.2 Определение долговечности подшипников
- •8.3 Проверка запаса прочности и выносливости
- •8.4 Проверка прочности выходного вала по переменным напряжениям
- •8.5 Проверка прочности выходного вала по переменным напряжениям
- •8.3 Проверка прочности шпоночных соединений
- •Выбор способа смазки и сорта масла
- •Библиографический список
8.3 Проверка запаса прочности и выносливости
Ведущий вал. Проверка жесткости вала
Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка определяем по формуле [1]:
(74)
стрела прогиба
Допускаемый прогиб
(75)
мм
Таким образом, жесткость обеспечена, так как .
Ведомый вал. Сечение I-I. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.
Материал Сталь 45, термообработка – улучшение, .
Определение запасов прочности вала для опасных сечений по нормальным напряжениям.
(76)
где Kσ = 1,72 – эффективный коэффициент концентрации напряжений (таблица 11.1);
= 0,73 – коэффициент, учитывающий влияние масштабных факторов;
- амплитуда нормальных напряжений.
(77)
где М – изгибающий момент, действующий на вал колеса;
Wи – момент сопротивления сечения изгибу:
(78)
Суммарный изгибающий момент в горизонтальной и вертикальной плоскостях:
(79)
- среднее напряжение отнулевого цикла:
(80)
Проверка вала по касательным напряжениям
где Kτ = 1,56 – эффективный коэффициент концентрации напряжений (таблица 11.1);
= 0,63 – коэффициент, учитывающий влияние масштабных факторов;
- амплитуда касательных напряжений, численно равная среднему напряжению цикла:
(81)
(82)
Ψ = 0,1 – коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталостную прочность.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Результирующий коэффициент запаса прочности:
(83)
Условие прочности вала выполняется, .
8.4 Проверка прочности выходного вала по переменным напряжениям
Вычисляем величину результирующего момента:
МΣ1 =
МΣ2 =
МΣ3 =
МΣ4 =
Крутящий момент:
Т = 1316 Нм
Приведенный момент:
МПР =
МПР1 =
МПР2 =
МПР3 =
МПР4 =
Проверку прочности вала при переменных напряжениях производим по тем же нагрузкам, по которым был выполнен расчет на статическую прочность. Для расчета используем готовые эпюры.
Опасное сечение – 3. Концентраторами напряжений являются галтель, шпонка и напряженная посадка зубчатого колеса.
Вычисляем величину номинального напряжения от результирующего изгибающего момента:
Вычисляем величину номинального напряжения от крутящего момента:
Нормальное напряжение от изгибающего момента при вращении вала меняется по симметричному циклу:
σmax = σ = 35,5 МПа
σmin = -σ = -35,5 МПа
σa = σ = 35,5 МПа
R =
Касательные напряжения в нереверсивных передачах меняются по отнулевому циклу:
τmax = τ = 24 МПа
τmin = 0
τm = 0,5 ∙ τ = 12,0 МПа
τa = 0,5 ∙ τ = 12,0 МПа
R =
Устанавливаем величину пределов выносливости и коэффициентов. Для стали 35 с пределом прочности σв = 400 МПа из таблицы [2] принимаем:
σ-1 = 120 МПа; τ-1 = 90 МПа;
Коэффициенты влияния асимметрии цикла находим из таблицы [2]:
Ψσ = 0; Ψτ = 0;
Из таблицы [2] находим коэффициенты для концентраторов напряжений:
для галтели – k = 2,07; k = 2,12;
для шпонки – k = 1,51; k = 1,2;
для посадки – k = 1,94; k = 1,57
Для дальнейшего расчета принимаем k = 2,07; k = 2,12;
Выбираем из таблицы [2] масштабные коэффициенты:
kM = 0,91; kM‘ = 0,89;
Выбираем из таблицы [2] коэффициенты состояния поверхности:
kП = kП’ = 0,95;
Вычисляем коэффициенты запаса прочности:
Коэффициент запаса прочности не вышел за допустимые пределы [S] = 1,53, следовательно, диаметр пересчитывать не надо.