- •Конструктивная разработка и расчет валов.
- •Конструктивная разработка и расчет быстроходного вала.
- •Выбор муфты.
- •Разработка эскиза быстроходного вала.
- •Выбор шпонки и проверочный расчет шпоночного соединения.
- •Определение сил, действующих на быстроходный вал.
- •Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
- •Расчет быстроходного вала на сопротивление усталости.
- •Конструктивная разработка и расчет тихоходного вала.
- •Выбор муфты.
- •Разработка эскиза тихоходного вала.
- •Выбор шпонки и проверочный расчет шпоночного соединения.
- •Определение сил, действующих на тихоходный вал.
- •5.2.5Расчет тихоходного вала на сопротивление усталости.
- •Подбор и расчет подшипников.
- •Быстроходный вал.
- •Тихоходный вал.
- •Коструктивная разработка элементов редуктора.
- •Зубчатое колесо.
- •Крышки подшипниковых узлов.
- •Корпус и крышка корпуса.
- •8. Выбор смазки редуктора.
- •9.Литература
Выбор шпонки и проверочный расчет шпоночного соединения.
Выбираем шпонку по dm с размерами b×h×l (табл. 5.4). Длину шпонки l выбираем по стандартному ряду на 5-10 мм меньше длинны посадочных мест сопряженных деталей.
Принимаем шпонку 14×9×50 ГОСТ 23360-78.
Проверяем условие прочности на смятие:
(5.2.9)
где Т2 – крутящий момент на ведомом валу, Нм;
d – диаметр вала в рассматриваемом сечении, мм;
t1 – величина заглубления шпонки в вал (табл. 5.4), мм;
h – высота шпонки, мм;
lp – рабочая длина шпонки при скругленных торцах, мм;
(5.2.10)
b – ширина шпонки, мм;
При σсм =66.1 МПа≤[σ]см =100МПа условие прочности на смятие выполняется.
Принимаем шпонку 20×12×63 ГОСТ 23360-78.
Проверяем условие прочности на смятие:
(5.2.11)
где Т2 – крутящий момент на ведомом валу, Нм;
d – диаметр вала в рассматриваемом сечении, мм;
t1 – величина заглубления шпонки в вал (табл. 5.4), мм;
h – высота шпонки, мм;
lp – рабочая длина шпонки при скругленных торцах, мм;
(5.2.12)
b – ширина шпонки, мм;
При σсм =35.2 МПа≤[σ]см =100МПа - условие прочности на смятие выполняется.
Определение сил, действующих на тихоходный вал.
Силы, возникающие в зацеплении – окружная, радиальная и осевая, определены ранее в п. 5.1.4.
Дополнительная неуравновешеная радиальная сила от муфты:
(5.2.13)
где DM – диаметр центров пальцев муфты (табл. 5.2), мм.Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
Рассмотрим реакции в опорах от действия сил Ft и Fm в горизонтальной плоскости.
Сумма моментов относительно опоры А:
(5.2.14)
Сумма моментов относительно опоры В:
(5.2.15)
Проверка:
0=0 – Условие выполнено
Определяем реакции в опорах от действий сил Fr и Fa в вертикальной плоскости.
Сумма моментов относительно опоры А:
(5.2.16)
Сумма моментов относительно опоры В:
(5.2.17)
Проверка:
0=0 – Условие выполнено.
Определяем суммарные изгибающие моменты в предлагаемых опасных сечениях под колесом и сечении II-II рядом с подшипником, ослабленных галтелью:
В сечении I-I:
(5.2.18)
В сечении II-II:
(5.2.19)
Эквивалентные моменты в указанных сечениях:
(5.2.20)
(5.2.21)
Определяем диаметры валов в этих сечениях:
(5.2.22)
(5.2.23)
Допускаемые напряжения на изгиб для валов и вращающихся осей принимаем [σизг] = 50-60 МПа.
Результаты сравниваем с размерами разработанной конструкции вала. При d1 = 40.6мм < dк = 53 мм и d2 = 41.02 мм < dп = 47 мм условие прочности выполняется.
5.2.5Расчет тихоходного вала на сопротивление усталости.
В опасном сечении I-I определяем запасы усталостной прочности и сравниваем их с допускаемыми. Определяем запас усталостной прочности по изгибу
(5.2.24)
и кручению
(5.2.25)
где σ-1 = (0,4-0,5)σв = 0,4·920 = 368 МПа – предел контактной выносливости при изгибе;
τ-1 = (0,2-0,3)σв = 0,2·920 = 184 МПа – предел контактной выносливости при кручении;
σа и τа – амплитуда цикла при изгибе и кручении.
При симметричном цикле и работе вала без реверса σа = σизг; σm = 0.
τm = τа = 0.5·τкр, МПа
σизг – напряжение изгиба в рассматриваемом сечении, МПа;
τкр – напряжение кручения в рассматриваемом сечении, МПа.
(5.2.26)
(5.2.27)
(5.2.28)
(5.2.29)
где d – диаметр вала в опасном сечении dп, мм;
Kσ=1.7 – эффективный коэффициент концентраций напряжений при изгибе;
Kτ=1.4 – эффективный коэффициент концентраций напряжений при кручении;
Kd=0.76 – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала;
Kν=1 – коэффициент влияния поверхностного упрочнения;
ψσ = 0,1 и ψτ = 0,05 – коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений;
Wσ – момент сопротивления сечения вала при изгибе;
Wτ – момент сопротивления сечения вала при кручении.
Обобщенный коэффициент запаса усталостной прочности в опасных сечениях определяют по уравнению Гофа и Полларда:
(5.2.28)
где [S] = 1.2-2.5 – допускаемый коэффициент запаса усталостной прочности.