ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 08.04.2024
Просмотров: 118
Скачиваний: 0
СОДЕРЖАНИЕ
1 Энергокинематический расчет привода
1.2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах привода
2.1 Выбор материалов, термообработки и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес
2.2 Проектный расчет зубчатых передач
2.3 Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи
3 Расчет открытой клиноременной передачи
4.1. Проектный расчёт валов привода
4.2 Проверочный расчёт быстроходного вала редуктора
4.3 Проверочный расчет быстроходного вала редуктора на статическую перегрузку и жесткость
5 Выбор и расчет подшипников привода
6 Выбор и расчёт соединений «вал-ступица»
8 Обоснование и выбор смазочных материалов
4 Расчёт валов привода
Для валов применяем материал - Сталь 45, термообработка – улучшение, , .
4.1. Проектный расчёт валов привода
Проектный расчёт быстроходного вала
Приближенно оцениваем средний диаметр вала:
где – крутящий момент на валу;
– допускаемые напряжения ().
Разрабатываем конструкцию вала и по чертежу оцениваем его размеры:
- диаметр в месте посадки колеса и промежуточной шейки;
- диаметр в месте посадки подшипников;
- диаметр выходного конца вала;
- диаметр упорного буртика;
- диаметр под манжету;
Проектный расчёт промежуточного вала
Приближенно оцениваем средний диаметр вала:
Разрабатываем конструкцию вала и по чертежу оцениваем его размеры:
- диаметр в месте посадки колеса и промежуточной шейки;
- диаметр в месте посадки подшипников;
- диаметр упорного буртика;
Проектный расчёт тихоходного вала
Приближенно оцениваем средний диаметр вала:
Разрабатываем конструкцию вала и по чертежу оцениваем его размеры:
- диаметр в месте посадки колеса и промежуточной шейки;
- диаметр в месте посадки подшипников;
- диаметр выходного конца вала;
- диаметр упорного буртика;
- диаметр под манжету;
4.2 Проверочный расчёт быстроходного вала редуктора
Окружное усилие на колесе:
(4.2)
Радиальное усилие:
(4.3)
Определяем нагрузку на выходном конце вала (3.12):
Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и вращающих моментов (рис 4.1):
в вертикальной плоскости:
Момент в сечении I (с левой стороны):
. (4.8)
Момент в сечении I (с правой стороны):
. (4.9)
Рассмотрим реакции от силы Fr действующей в горизонтальной плоскости:
Сумма моментов :
; (4.10)
;
Сумма моментов :
; (4.11)
.
Момент в сечении I:
. (4.12)
Момент в сечении II:
(4.13)
Строим вал и эпюры изгибающих и крутящих моментов – рисунок 4.1.
Рисунок 4.1 – Вал и эпюры.
Изгибающий момент для первого сечения:
; (4.14)
Изгибающий момент для второго сечения:
; (4.15)
Осевой момент сопротивления опасного сечения:
; (4.16)
где d – диаметр опасного сечения вала, м;
Полярный момент сопротивления опасного сечения:
; (4.17)
Максимальные напряжения изгиба , МПа, и кручения , МПа, в опасном сечении определяем по формулам:
, (4.18)
. (4.19)
Определяем коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости:
; (4.20)
; (4.21)
; (4.22)
где , – пределы выносливости материала;
; (4.23)
; (4.24)
.
Коэффициент корректирующий влияние среднего напряжения цикла на сопротивление усталости при изгибе:
(4.25)
Коэффициент корректирующий влияние среднего напряжения цикла на сопротивление усталости при кручении:
(4.26)
где и - амплитуды переменных составляющих циклов напряжений;
Определяем эффективные коэффициенты концентрации напряжений и :
(4.27)
(4.28)
где с и ‑ коэффициенты учитывающие размеры вала;
‑ коэффициент, учитывающий размеры вала;
‑ коэффициент, учитывающий материал вала;
‑ коэффициент, учитывающий несущую способность соединения посадкой.
Коэффициенты , и находят по формулам:
(4.29)
(4.30)
(4.31)
Тогда для посадки:
где d – диаметр опасного сечения вала, мм;
– удельное давление посадки на вала, МПа, принимаем = 12 – 18 МПа.
Для шпоночного паза Kδ = 2, Kτ = 1,7 (табл. А.10 [4]).
Коэффициенты, учитывающие размеры вала (за исключением случая, если концентратором напряжений является только посадка) определяют по формулам:
;
,
Показатели степени рассчитывают по формулам:
;
,
Тогда:
Тогда для шпоночного паза:
Т.к. в сечении присутствует посадка с натягом и шпоночный паз, дальнейшие расчеты ведем по максимальным значениям Kδ/ Kdδ и Kτ/ Kdτ. В нашем случае максимальные значения у шпоночного паза.
Определяем коэффициенты, учитывающие качество (шероховатость) поверхности:
(4.32)
(4.33)
Тогда:
Коэффициенты запаса сопротивления усталости при изгибе и кручении рассчитываются по формулам:
; (4.34)
. (4.35)
Суммарный коэффициент запаса сопротивления усталости
. (4.36)
Условие прочности соблюдается. Диаметр вала увеличивать не требуется.
4.3 Проверочный расчет быстроходного вала редуктора на статическую перегрузку и жесткость
При статических перегрузках напряжения, рассчитанные по формулам, удваиваются:
= 34 ⋅ 2 = 68 МПа; = 14 ⋅ 2 = 28 МПа.
Допускаемые значения напряжений принимаем
= 0,8 ⋅ ; (4.37)
= 0,8 ⋅ 450 = 360 МПа.
где σТ ‒ предел текучести материала вала. Для улучшенной стали 45 σТ = 450 МПа.
Проверяем условие статической прочности при перегрузках, вычисляя эквивалентные напряжения:
= ; (4.38)
= = 83,52 МПа = 360 МПа.
Условие статической прочности выполняется.
Проверяем жесткость вала. Опасным является прогиб вала под колесом. Момент инерции:
= ; (4.39)
= = 20,1 ⋅ мм4.
Прогиб в горизонтальной плоскости от силы :
= ; (4.40)
= = 1,59 ⋅ мм.