- •Содержание
- •Введение
- •1 Кинематический расчет привода
- •1.1 Выбор электродвигателя
- •3.1 Проектный расчёт на контактную прочность зубчатой передачи тихоходной ступени редуктора.
- •3.1.1 Определение расчетного допускаемого контактного напряжения материала колес
- •3.1.2 Определение коэффициента
- •3.1.3 Определение коэффициента
- •3.1.4 Определение межосевого расстояния
- •3.1.5 Определение основных геометрических параметров зубчатой передачи 3-4
- •3.2 Проверочный расчет на контактную прочность поверхности зубьев колес передач
- •3.3 Проверочный расчет на контактную прочность зубьев колес передачи 3-4 при перегрузках.
- •3.4 Проверочный расчет на изгибную прочность зубьев колес передачи 3-4
- •3.5 Проверочный расчет на изгибную прочность зубьев колес передачи 3-4 при перегрузке
- •3.6 Расчет зубчатых передач по программе zub.
- •4 Эскизное проектирование редуктора
- •4.1 Конструирование валов
- •4.1.1 Конструирование входного вала
- •4.1.2 Конструирование промежуточного вала
- •4.1.3 Конструирование тихоходного вала
- •4.2. Предварительный подбор подшипников качения
- •4.3. Расчет шпоночного соединения
- •4.3.1 Расчет шпоночного соединения тихоходного вала
- •4.3.2 Расчет шпоночного соединения промежуточного вала
- •4.4 Конструирование зубчатых колес
- •4.4.1 Зубчатое колесо тихоходного вала
- •4.4.2 Зубчатое колесо промежуточного вала
- •4.5 Конструирование корпуса редуктора.
- •4.6 Определение массы редуктора
- •5. Расчет на долговечность подшипников качения промежуточного вала
- •6 Расчет промежуточного вала на статическую прочность и сопротивление усталости
- •7. Определение оптимального направления зубьев колес редуктора
- •1 Варант :
- •2 Вариант :
- •8 Назначение расчет и анализ посадок
- •8.1 Назначение посадок
- •8.1.1 Назначение посадки соединения шпоночного паза на валу
- •8.1.2Назначение посадок подшипников
- •8.1.3 Назначение посадок валов
- •8.1.4 Назначение посадок стаканов и крышек подшипников
- •8.2 Расчет посадки с натягом соединения промежуточный вал – колесо
- •8.3 Анализ посадок
- •8.3.1 Анализ посадки с зазором
- •8.3.2 Анализ посадки с натягом.
- •9 Смазывание, смазочные устройства и уплотнения
- •9.1 Выбор смазочных материалов
- •9.2 Смазывание подшипников
- •9.3 Смазочные устройства
- •9.4 Уплотнительные устройства
- •10 Проектирование привода
- •10.1 Проектирование рамы
- •10.2 Выбор муфты
- •11 Сборка редуктора
- •Заключение
- •Список используемой литературы:
6 Расчет промежуточного вала на статическую прочность и сопротивление усталости
Основные критерии работоспособности осей и валов - прочностьи жесткость. Прочность осей и валов определяют размером и характером напряжений, возникающих под влиянием сил, действующих со стороны установленных на них деталей машин. Переменные по размеру или направлению силы, действующие на оси и валы, вызываю переменные напряжения. Постоянные по размеру и направлению силы вызывают в неподвижных осях постоянные напряжения, а во вращающихся осях и валах - переменные напряжения. Вращающиеся вместе с осями и валами нагрузки (например, центробежные силы) вызывают постоянные напряжения.
Неподвижные оси, в которых возникают постоянные напряжения рассчитывают на статическую прочность. Из-за опасности усталостного разрушения оси и валы быстроходных машин рассчитывают на сопротивление усталости. Тихоходные оси и валы, рабoтающие с перегрузками, рассчитывают не только .на сопротивление усталости, но и на статическую прочность. При проектировании осей и валов для предварительного определения размеров и принятия соответствующей конструкции их рассчитывают на статическую, прочность, а затем окончательно на сопротивление усталости. В отдельных случаях оси и валы рассчитывают не только на прочность, но и на жесткость. Причиной выхода из строя отдельных быстроходных валов могут быть колебания. В соответствии с этим такие валы дополнительно рассчитывают на колебания.
При расчете оси или вала на прочность, жесткость и колебания составляют расчетную схему. Силы, действующие на оси и валы со стороны расположенных на них деталей, определяют так жe, как в передачах. При составлении расчетной схемы принимают, что детали передают осям и валам силы и моменты посередине своей ширины. При расчете осей и валов на прочность и жесткость собственную массу и массу расположенных на них деталей (за исключением тяжелых маховиков и т.п.), а также силы трения возникающие в опорах, не учитывают.
При расчете на изгиб вращающиеся оси и валы, рассматривают как балки на шарнирных опорах. Наиболее распространены двухопорные оси и валы. В случае, когда в каждой опоре устанавливают по два подшипника качения, за центры опор шарнирных опор принимают середины внутренних подшипников. Для неподвижных осей каждая отдельная опора принимается как заделка, или как шарнир в зависимости от конструкции опоры.
Приведенный момент вычислим по 3 теории прочности формула 16.8 [2,с.267] :
.
Проверочный расчет вала на совместное действие изгиба и кручения ведем по формуле 16.9 [2,с.267] :
,
= 90 МПа – при источнике концентрации галтель табл. 16.1 [2,с.266] при диаметре вала d=30 мм из Стали 40 Х с закалкой.
Для расчета М используем расчетную схему п.5.1.(рис.15) :
,
и берем из того сечения где они наибольшие.
Н,
где и - изгибающие моменты во взаимно перпендикулярных плоскостях.
Приведенный или эквивалентный момент вычислим по третьей теории прочности (формула 16.8 [2,с.267]) :
Н.
Тогда :
Расчет на сопротивление усталости проводят в форме проверки коэффициента запаса прочности. Для каждого из установленных предположительно опасных сечений определяют расчетный коэффициент запаса прочности S и сравнивают его с допускаемым значением [S], которое обычно принимают [S]=1,5..2.
[2, с. 268],
где Sσ и Sτ – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемы по зависимостям [2, c. 268]:
;
;
Здесь τa, σa – амплитуды напряжений цикла;
τm, σm – средние напряжения цикла.
В расчетах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: σa = σи и σm = 0, а касательные напряжения по отнулевому циклу:
и .
Тогда формула примет вид:
Напряжения в опасных сечениях определяют по формулам:
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:
Где и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении: и [2, с.269].
и - коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала. Значения этих коэффициентов находят по зависимостям:
;
,
где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений
[2, с.269],
=2.5, =1.8;
Кd – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
, согласно [2, с.271];
КF – коэффициент влияния шероховатости;
, согласно [2, с.270];
КV – коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
КV = 2.4 из т. 16.3 [2, с.271].
Определим значения коэффициентов и :
,
,
Коэффициент влияния ассиметрии цикла для рассматриваемого сечения вала: ,
Определим пределы выносливости:
Определим коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям Sσ и Sτ:
МПа,
Коэффициент запаса прочности:
.
Из этих расчетов видно что S > [S]=1,5..2, следовательно, проверка на сопротивление усталости сходится.