- •206/08-Пз
- •2008Г. Введение
- •1 Энергетический и кинематический расчет привода
- •2 Расчет быстроходной ступени редуктора
- •3. Расчет тихоходной ступени редуктора.
- •4.Оценка диаметра и разработка конструкции валов редуктора, анализ тихоходного вала.
- •5.Подбор и анализ шпонок
- •7 Подбор муфт
- •8 Определение основных размеров элементов корпуса редуктора
- •9 Выбор и обоснование количества смазки
- •10 Выбор и обоснование посадок сопрягаемых деталей
- •Список используемой литературы
4.Оценка диаметра и разработка конструкции валов редуктора, анализ тихоходного вала.
Произведём расчёт быстроходного вала:
Определим выходной конец вала:
, (4.1)
где T1=27,5 Нм
мм
Делаем шестерню заодно с валом, диаметр вала под подшипники мм. Диаметр под шестернюмм.
Рассчитаем промежуточный вал:
Диаметр ступени для установки на неё колеса:
, (4.2)
где Tпр=211 Нм
мм
Принимаем dк=45 мм. Диаметр буртика для упора колеса dбк=60 мм. Диаметр участков для установки подшипников dп=50 мм. Диаметр под колесо тихоходной ступени dш= 55мм. Шестерню делаем заодно с валом
Диаметр под шестерню мм.
Рассчитаем приводной вал:
Диаметр вала под полумуфту:
,
где Tпр=1844 Нм
мм
Принимаем dк=75 мм.
Расчёт тихоходного вала описываем подробно.
Назначаем материал: Сталь 45.
Термообработка: нормализация.
Из таблицы 8.8 стр. 162 находим:
МПа
МПа
Определяем диаметр выходного конца вала (минимальный):
мм, где Мпа(4.3)
Выбираем диаметры вала:
d=75 мм – диаметр в месте посадки муфты
dп=80 мм – диаметр в месте посадки подшипников
dк=85 мм – диаметр в месте посадки колеса
Усилия в зацеплении:
Окружная сила:
Ft=2*1000Т/d=2000*1912/254= 15055Н (4.4)
Радиальная сила:
(4.5)
где -угол профиля.
Неуравновешенная составляющая усилия, передаваемого муфтой
Определяем расстояние между опорами (табл. 3.2, с.8, [4]):
(4.6)
где lст=60 мм – длина ступицы
x=25 мм – зазор между колесом и внутренними стенками корпуса
f=l3=90мм – расстояние между опорой и концом выходного вала
w=60мм – ширина стенки корпуса в месте установки подшипников
Получаем:
мм
Определяем реакции вертикальной плоскости
. (4.7)
Н.
. (4.8)
Н.
Проверка:
Аy+ Вy - Fr=2739,5+2740,5 - 5480=0
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
Н мм.
Н мм .
Определяем реакции в горизонтальной плоскости
.(4.9)
Н.
.
Н.
Знак (-) показывает, что реакция Вх на схеме направлена в противоположную сторону.
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
Н мм.(4.10)
Н мм.(4.11)
Суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении (там, где посажено колесо)
Н мм. (4.12)
Суммарные реакции в опорах
Н(4.13)
Н(4.14)
Рисунок 1. Тихоходный вал цилиндрической прямозубой передачи.
Расчет на прочность проверим по наиболее опасному сечению, т.е. по сечению вала в месте посадки колеса.
Принимаем материал вала сталь 45.
Пределы выносливости стали 45:
при изгибе σ-1≈0,43σв=0,43×610=260 МПа. при кручении τ-1≈0,58σ-1=0,58×260=150 МПа.
Нормальные напряжения для сечения под зубчатым колесом
, (4.15)
где W– момент сопротивления;
Мu = 1158487 Н мм – максимальный суммарный изгибающий момент;
- амплитуда переменной составляющей цикла напряжений.
.(4.16)
Для вала d=85 мм по ГОСТ 8788 ширина канавки b=22 мм, глубина канавки t=15 мм, тогда
мм3.
сfw.
Касательные напряжения от нулевого цикла
МПа (4.17)
где Wк – момент сопротивления при кручении
мм3
МПа.
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений
Масштабные факторы для вала.
Коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла для среднеуглеродистых сталей:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяем по формуле:
. (4.18)
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяем по формуле
. (4.19)
Коэффициент запаса прочности определяем по формуле
> [s]. (4.20)
где [s] = 1,5 – допустимый коэффициент безопасности.
Таким образом, прочность и жесткость обеспечена.