- •Привод механизма подъёма крановой тележки
- •Содержание
- •1. Исходные данные
- •2. Кинематический расчет привода
- •2.1.Выбор электродвигателя
- •2.2. Расчет передаточного числа редуктора
- •2.3. Расчет энергокинематических параметров редуктора
- •2.4. Выбор соединительной упругой муфты
- •3. Расчет червячной передачи
- •3.1. Выбор материалов для червяка и червячного колеса
- •3.2. Расчет основной геометрии передачи
- •3.3. Уточнение степени точности изготовления передачи и коэффициентов
- •3.4. Проверка контактной прочности зубьев колеса
- •3.5. Расчет на изгибную прочность
- •3.6. Определение сил в зацеплении
- •4. Конструирование узла первого вала
- •4.1. Выбор подшипников для опор первого вала
- •4.2. Расчетная схема узла первого вала
- •4.3. Расчет подшипников на долговечность
- •4.4. Выбор шпонки
- •4.5. Проверочный расчет вала на усталостную прочность
- •4.6. Проверочный расчет червяка на жесткость
- •5. Конструирование узла второго вала
- •5.1. Выбор подшипников для опор второго вала
- •5.2. Расчетная схема узла второго вала
- •5.3. Расчет подшипников на долговечность
- •5.4 Выбор шпонки
- •5.5. Проверочный расчет вала на усталостную прочность
- •5.6. Конструирование червячного колеса
- •6. Конструирование корпуса
- •7. Выбор смазочных материалов и ситемы смазывания
- •8. Тепловой расчет
- •Литература
4.4. Выбор шпонки
Шпонку выбираю в зависимости от диаметра хвостовика (d= 28 мм) по табл. 8.9 [3,c. 169].
Шпонка призматическая с плоскими торцами. Параметры:
Ширина b= 8 мм,
Высота h= 7 мм,
Фаска S= 0,25 мм,
Глубина паза вала t1= 4 мм,
Глубина паза втулки t2= 3,3 мм.
Проверяем шпонку на смятие ее боковых граней (по рабочей длине):
σсм<[σсм]
[σсм] = 100 МПа, при спокойной нагрузке и неподвижном соединении [3, с.175].
Напряжение смятия определяется по формуле [3, с.170]:
(52)
где d– диаметр вала;
Т1– крутящий момент, Н·мм;
l– рабочая длина шпонки, мм
К– глубина врезания шпонки в ступицу,К= 0,4h= 0,4·7 = 2,8 мм.
Напряжение смятия:
15 МПа <[100 МПа]
Полученное значение σсмудовлетворяет условию прочности, следовательно, достаточно одной шпонки для передачи крутящего момента.
4.5. Проверочный расчет вала на усталостную прочность
Вал имеет девять сечений с концентраторами напряжений (см. компоновку). Наиболее опасными являются сечения: А-А – самое ослабленное, Б-Б – самое нагруженное.
Условие обеспечения усталостной прочности:
S≥ [S] ,
где S– расчетный (фактический) коэффициент запаса прочности вала в проверяемом сечении;
[S] – минимально допустимое значение коэффициента запаса прочности; [S] = 1,5... 2,5 [3, с. 315].
Расчет выполняем при двух допущениях:
1) напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, для которого:
σа=σmax=MΣ/Wxиσm= 0; (53)
2) напряжения кручения – по отнулевому циклу, для которого:
τm=τa= 0,5τmax= 0,5T1/Wρ (54)
Материал вала сталь 40ХН,
Термообработка – улучшение
Механические характеристики червяка [3, с.34]:
Диаметр вершин витков червяка da1= 80,6 мм
Предел прочности σв= 930 МПа
Предел текучести σт= 690 МПа
Средняя твердость НВ = 280
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
σ-1= 0,43σв=0,43∙930 = 400 МПа [3, с.311]
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
τ-1= 0,58σ-1= 0,58∙400 = 232 МПа [3, c.311]
Сечение А – А (см.компоновку). Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываю на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности [3, с.311]
(55)
где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла
τV=τm=τmax/2 =T1/2Wк нетто, (56)
Wк нетто- полярный момент сопротивления сечения вала.
Среднее напряжение равно:
τV=τm= 0,5·29,45·103/3979= 3,7 МПа
Эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении kr [3,c.165] и масштабный фактор для касательных напряжений ετ [3,c.166]:
kτ= 1,9
ετ= 0,77
Коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения [3, с.166]:
ψτ= 0,1
После выбора коэффициентов определяю коэффициент запаса прочности:
S> [S]
24,4 >[2,5]
Сечение Б – Б (см. компоновку):
Нагрузкой является крутящий и максимальный изгибающий моменты. Концентратор напряжения - витки червяка.
Расчетный диаметр df1= 52,88 мм (диаметр впадин витков червяка)
Расчетный момент:
(57)
Условие прочности [3, с.312]
(58)
гдеSσ,Sτ– коэффициенты запаса прочности вала при действии напряжений изгиба и кручения, соответственно.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям [3, с.312]:
(59)
где kσ– эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений,kσ= 1,7 [3, с.166];
εσ– масштабный фактор для нормальных напряженийεσ= 0,77 [3, с.166];
Mmax– максимальный изгибающий момент,
(60)
142,4 м кН
σv– амплитуда цикла нормальных напряжений
(61)
Wx– осевой момент сопротивления
(62)
ψσ– коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения,ψσ= 0,1 [3, с.166].
Среднее напряжение цикла нормальных напряжений σm=0, т.к. напряжение изгиба изменяется по симметричному циклу;
Тогда амплитуда нормальных напряжений будет равна
Тогда коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения [3, с.311]:
(63)
где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
τV=τm=τmax/2 =T1/2Wк нетто, (64)
где Т1- крутящий момент на первом валу
Wк нетто- полярный момент сопротивления сечения вала.
Теперь можно найти амплитуду и среднее напряжение отнулевого цикла:
Принимаю [3, с.166]:
kτ– эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении,kτ= 2,65
ετ– масштабный фактор для касательных напряжений,ετ= 0,7.
ψτ– коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения,ψτ=0,1 [3, с.166].
Тогда коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения:
Тогда коэффициент запаса прочности равен:
Условие прочности:
S> [S]
18,3 >[2,5],
т.е. результирующий коэффициент запаса прочности больше допускаемого коэффициента запаса прочности.
Вывод: вал в сечении Б-Б прочный.
Такой большой запас прочности объясняется выбором прочного материала для изготовления червяка и большим размером диаметра впадин df1.
По этой причине проверять прочность в остальных сечениях нет необходимости.