- •2.3 Требуемая мощность двигателя.
- •3.2 Выбор диаметров шкивов
- •4.2. Допускаемые напряжения при расчете зубьев на контактную прочность.
- •4.3 Допускаемое напряжение при расчете зубьев на изгиб.
- •5.2 Число зубьев звездочек
- •6.1. Корпус редуктора
- •6.2. Быстроходный вал.
- •6.3 Тихоходный вал.
- •6.4 Выбор шпонок и проверка соединений.
- •6.4.1. Соединение шкива с быстроходным валом.
- •6.4.2. Соединение зубчатого колеса с тихоходным валом
- •6.4.3. Соединение ведущей звездочки с тихоходным валом
- •7.1. Быстроходный вал
- •7.2 Тихоходный вал
- •8.Уточненный расчет валов на сопротивление усталости.
- •8.1 Коэффициент запаса прочности сечения I-I
- •8.2 Коэффициент запаса прочности в сечении III-III
- •8.3 Коэффициент запаса прочности в сечении II-II
- •9.1 Соединение зубчатое колесо – тихоходный вал
- •9.2. Соединение ведущая звездочка - тихоходный вал
- •10. Конструирование элементов редуктора.
- •11.Смазывание узлов трения редуктора
7.2 Тихоходный вал
На рис. 20 показаны силы действующие на тихоходный вал:
Рис. 20
Расстояние между опорами расстояние(п.6.3) Сосредоточенный изгибающий момент
Определим реакции в горизонтальной плоскости
Направим предварительно реакции вверх.
Проверка 3,44≈2,54+0,79
Определим реакции в вертикальной плоскости.
Проверка: 8,5+6,88+7,95=23,33кН
Реакция в опоре Е;
Реакция в опоре F:
На подшипник опоры Е действует только радиальная нагрузка
Эквивалентная динамическая нагрузка на опоре Е
На подшипник опоры F действует радиальная силаи осевая сила
Для выбранных подшипников №7213 e=0,35; у=1,71 (п.6.3)
рис 22
Эквивалентная динамическая нагрузка на опору F
Х=что больше «e»;
Таким образом, определение фактического ресурса подшипников проводим по опоре Е, для которой
Выбранные подшипники имеют
час, что больше
Таким образом выбранные подшипники №7213 имеют требуемый ресурс.
8.Уточненный расчет валов на сопротивление усталости.
Быстроходный вал выполнен заодно с шестерней , изготовлен изнизколегированной стали 40Х; считаем , что вал во всех сечениях обладает достаточной прочностью. Выполним уточненный расчет тихоходного вала. Примем материал вала –сталь 45, термообработка – нормализация с НВ 200…235,действующих на вал(рис. 21)
Горизонтальная плоскость: МЕ=0; MN (слева)=
MN (справа)=MN (слева)+Ма=34,76+42=76,76 Нм
Вертикальная плоскость: МК=0; МЕ=FЦ*l3=8,5*118=1003 Нм;
На участке вала KN действует крутящий момент Т3=751 Нм.
Наметим три опасных сечения I-I (под серединой ведущей звездочки), II-II (под серединой подшипника Е) и сечение III-III ( под серединой зубчатого колеса) ( см. рис. 21).
8.1 Коэффициент запаса прочности сечения I-I
В этом сечении действует только крутящий момент Т3=751 Нм. Концентраторами напряжений являются прямобочные шлицы наиболее опасным расчетным случаем при передаче валом крутящего момента в одну сторону ( без реверса) принимают пульсирующий ( отнулевой) цикл изменения напряжений кручения ( рис. 23); среднее напряжение цикла и амплитуда цикла равны
Момент сопротивлению кручению
Пределы выносливости материала вала при симметричном цикле изменения напряжений: =258 МПа, по касательным напряжениям.
Где эффективный коэффициент напряжений по для прямобочных шлицов и =600 МПа,
коэффициент масштабного фактора; при расчетном диаметре
коэффициент влияния средних напряжений цикла: для =600 МПа,
Для снижения концентрации напряжений можно применить соединение вала со ступицей звездочки не прямобочными, а эвольвентными шлицами ; для нихна 30% меньше:
8.2 Коэффициент запаса прочности в сечении III-III
В этом сечении действует крутящий момент Т3=751 Нм и изгибающий момент (см. рис. 21).
Концентратором напряжений является шпоночный паз (ширина паза b=22мм, глубина паза t1=9 мм (см. рис. 17).
Момент сопротивления сечения изгибу:
Момент сопротивления сечения изгибу:
Напряжение изгиба: (рис.24)
Напряжение кручения:
При =600 МПа, .
Коэффициент запаса прочности:
;
Общий запас прочности: