- •Кафедра прикладной механики
- •Оглавление
- •Назначение и краткое описание привода
- •2. Выбор электродвигателя, кинематический и энергетический расчет
- •2.3 Определение частот вращения и угловых скоростей валов привода
- •2.5 Мощность на валах привода:
- •3.Расчет клиноременной передачи
- •4. Проектирование редуктора
- •4.1 Расчет зубчатой передачи редуктора
- •4.1.1 Выбор материала зубчатых колес и вида термической обработки.
- •4.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса
- •4.1.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб
- •4.1.4 Определение предельно допускаемых напряжений
- •4.1.5 Межосевое расстояние определяется по формуле:
- •4.1.6 Выбор модуля зацепления
- •4.1.7 Определение числа зубьев шестерни и колеса
- •4.1.8 Передаточное число уточняется по формуле:
- •4.1.9 Проверка межосевого расстояния
- •4.1.10 Проверка ширины зубчатого венца
- •4.1.11 Проверка правильности принятых ранее значений размеров заготовок
- •4.1.18 Проверка зубьев на изгиб при кратковременных нагрузках
- •4.2. Ориентировочный расчет валов
- •4.3. Определение конструктивных размеров зубчатых колес.
- •4.4. Выбор типа и схемы установки подшипников качения
- •4.5. Выбор смазки подшипников и зацепления
- •4.6 Определение основных размеров корпуса редуктора
- •Толщина фланцев пояса и крышки:
- •4.7. Первый этап компоновки редуктора
- •4.8. Проверка долговечности подшипников
- •4.8.1 Ведущий вал.
- •4.8.2.Ведомый вал.
- •Проверка прочности шпоночных соединений
- •4.10 Уточненный расчет валов
- •4.10.1 Ведущий вал:
- •Сечение б-б.
- •4.10.2 Ведомый вал:
- •4.11 Выбор уплотнений валов.
- •4.12. Выбор крышек подшипников
- •4.13 Сборка редуктора
- •5 Выбор муфты
- •6 Правила безопасной эксплуатации привода
- •Библиографический список
4.10.1 Ведущий вал:
Предел прочности материала вала - стали 45, σВ=780 МПа [2, табл.1];
Предел выносливости при симметричном цикле напряжений изгиба σ-1=350 МПа. Найдем предел выносливости при цикле касательных напряжений:
τ-1=0,58·σ-1= 203МПа.
Опасное сечение ведущего вала- сечение А-А( рис.11). Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя и ременной передачи рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. Коэффициент запаса прочности определяется по формуле:
,
где β – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности, β=0,97;
ετ – масштабный фактор для касательных напряжений, ετ=0,83 [1, табл.8.8];
kτ – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, kτ=1,9 [1, табл.8.5];
ψτ=0,1 [1, c.166, 164] ;
τυ и τm – амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла;
τυ = Т/Wк,
где Wк – момент сопротивления кручению;
Т- крутящий момент, Т1=324,4·103 Н·мм.
Момент сопротивления кручению определяется по формуле:
,
где d=40 мм, b=12 мм, t1=5 мм.
τυ = 324,4·103/12,18.103= 26,6МПа,
S =
Сечение б-б.
В этом сечении концентратором напряжений является посадка подшипника опоры №1 с натягом (см. рис.11).
Коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения:
,
где τ-1=203МПа; β=0,95; kτ/ετ=2,56 [1, табл.8.7]. d=50 мм.
τυ = Т1/Wк,
где Т1=324,4·103 Н·мм.
Момент сопротивления кручению определяется по формуле:
,
где - момент сопротивления изгибу:
, =25.103мм3
τm=τυ = 324,4·103/25.103=12,9МПа,
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяется по формуле:
,
где σ-1=350 МПа; kσ/εσ=3,6 [1, табл.8.7]; ψ=0,27 [1, c.166, 164];
Изгибающий момент в сечении Б-Б:
Ми= .103Н·мм (см. рис.11).
υ= Ми/Wи=201,4.103/12,5.103=16,21 МПа.
.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
.
Рассмотрим сечение в середине пролета под шестерней (сечение В-В). Концентратор напряжений – зубья шестерни. К = 1,5; = 0,73 εσ =1,6; Кσ =1, 6; β=0,97.
Момент сопротивления кручению поперечного сечения вала:
=
Амплитуда напряжений кручения :
τа =τm=
Wx- момент сопротивления изгибу поперечного сечения вала -шестерни: Wx=29,03.103мм3
Мизг – суммарный изгибающий момент в сечении под опорой №4 (см. рис.11):
Мизг =
Коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба:
Результирующий коэффициент запаса прочности:
4.10.2 Ведомый вал:
Рассмотрим сечение на входном участке вала (А –А, рис.12). Концентратор напряжений обусловлен наличием шпоночной канавки, вал испытывает напряжения кручения. Коэффициенты концентрации напряжений по кручению: К = 1, 9 [1, табл. 8.5]
Масштабный фактор: = 0,73 [1, табл. 8.8]
β – коэффициент , учитывающий качество обработки; β=0,97; [1,с162.].
Wк нетто- момент сопротивления кручению поперечного сечения вала:
=
Амплитуда напряжений кручения τа =τm=
Второе опасное сечение Б-Б - участок вала под подшипником, ослабленный посадкой с натягом (см. рис.12).
τ-1=203 МПа; β=0,95; kτ/ετ=2,95 [1, табл.8.7]; d=45 мм.
τυ = Т/Wк,
где Т2=1328,8·103 Н·мм.
Момент сопротивления кручению: ,
где - момент сопротивления изгибу.
,
;
τυ = 1328,8·103/68600= 19,3 МПа,
.
σ-1=350 МПа; kσ/εσ=4,25 [1, табл.8.7]; ψ=0,27 [1, c.166, 164]; d=35 мм.
Изгибающий момент в сечении В-В: Ми=619,6 Н·м (см. рис.12);
υ= Ми/Wи=619600/34300=20,16МПа;
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
.
Рассмотрим сечение в середине пролета под колесом (сечение В-В). Концентратор напряжений –шпоночная канавка. К = 1,5; = 0,73 εσ = 1, 6; Кσ = 1, 6; β=0,97.
Wк нетто- момент сопротивления кручению поперечного сечения вала:
=
Амплитуда напряжений кручения :
τа =τm=
Wx- момент сопротивления изгибу поперечного сечения вала: Wx=50,3.103мм3
Мизг – суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении:
Мизг =
Коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба:
Результирующий коэффициент запаса прочности:
Таким образом, в наиболее опасных сечениях валов , т.е. прочность ведущего и ведомого валов достаточна.