- •Контрольная работа
- •1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
- •, .
- •2 Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах
- •3 Расчет передач
- •4 Проектный расчет валов редуктора
- •5 Подбор и проверочный расчет муфт
- •6 Предварительный подбор подшипников
- •7 Компоновочная схема и выбор способа смазывания передач и подшипников, определение размеров корпусных деталей
- •8 Расчет валов по эквивалентному моменту
- •9 Подбор подшипников по динамической грузоподъемности
- •10 Подбор и проверочный расчет шпоночных и шлицевых соединений
- •11 Назначение посадок, шероховатости поверхностей, выбор степени точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей
- •12 Расчет валов на выносливость
- •13 Описание сборки редуктора
10 Подбор и проверочный расчет шпоночных и шлицевых соединений
Принимаем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонки, пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Допускаемые напряжения [σсм] = 120 МПа.
Прочность шпоночного соединения обеспечена при выполнении условия [2, раздел 8.4]
где lр – рабочая длина шпонки, мм.
Быстроходный вал: d = 30 мм, шпонка 10×8×30,t1 = 5 мм;
.
Тихоходный вал: d = 42 мм шпонка 12×9×80, t1 = 5,5 мм;
.
Тихоходный вал: d = 55 мм шпонка 16×10×40, t1 = 6 мм;
.
Как видно из расчетов, во всех случаях прочность шпоночных соединений обеспечена.
11 Назначение посадок, шероховатости поверхностей, выбор степени точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей
11.1 Посадки основных деталей редуктора представлены в таблице 10.
Таблица 3 – Посадки основных деталей передач
Соединение |
Посадка |
Зубчатые колеса на вал |
H7 p6 |
Распорные кольца |
H8 k6 |
Мазеудерживающие кольца на вал |
H7 k6 |
Сквозные крышки подшипников в корпус |
H7 h8 |
Глухие крышки подшипников в корпус |
H7 d9 |
Стакан в корпус |
H7 js6 |
Полумуфта на вал |
H7 n6 |
Шкив на вал |
H7 m6 |
Внутренние кольца подшипников на вал |
L0 k6 |
Наружные кольца подшипников в корпус |
H7 l0 |
Манжеты на вал |
отклонение валаh11 |
11.2 Назначение параметров шероховатости поверхностей деталей машин.
- Поверхности отверстий из-под сверла, зенковок, фасок. Нерабочие поверхности. Посадочные нетрущиеся поверхности изделий не выше 12-го квалитета.
- Точно прилегающие поверхности. Отверстия после черновой развертки. Поверхности под шабрение. Посадочные нетрущиеся поверхности изделий не выше 8-го квалитета.
- Отверстия в неподвижных соединениях всех квалитетов точности. Отверстия в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 8-й и 9-й степени точности.
- Отверстия в трущихся соединениях 6-8-го квалитетов. Отверстия под подшипники качения. Поверхности валов в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й степени точности.
- Поверхности валов в трущихся соединениях 6-го и 7-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степеней точности.
- Поверхности валов в трущихся соединениях 6-го и 7-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степеней точности для более ответственных поверхностей. Поверхности валов под подшипники качения.
- Весьма ответственные трущиеся поверхности валов либо других охватываемых деталей.
12 Расчет валов на выносливость
12.1 Выбор материалов для изготовления валов
Расчет вала на усталостную прочность заключается в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность обеспечена при s> [s] = 2,5.
Исходные данные [2, раздел 3.2, 8.2]:
– материал вала сталь 45 ГОСТ 1050-88, улучшенная;
– предел прочности σв = 780 МПа;
– предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений изгиба σ-1 = 353 МПа;
– предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений кручения τ-1 = 216 МПа;
– коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжения: ψσ = 0; ψτ = 0;
12.2 Определение коэффициентов запаса прочности
Расчет ведем для сечения вала в месте шпоночного соединения, т.к. в этом сечении возникает наибольший изгибающий момент. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза. Диаметр вала d = 58 мм.
Определяем коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба по формуле [2, раздел 8.2]
где kσ – коэффициент концентрации напряжений при изгибе, kσ = 1,79;
εσ – масштабный фактор, учитывающий влияние размеров, εσ = 0,8;
β – коэффициент, учитывающий упрочнение поверхности, применение специальных технологических методов. При отсутствии специального упрочнения или термообработки β = 0,95…0,98 (шлифование), принимаем β = 0,97;
σа – амплитуда напряжений изгиба, МПа;
σm – среднее напряжение цикла напряжений изгиба, МПа. Т.к. осевая нагрузка на вал мала, то принимаем σm = 0.
Амплитуда напряжений изгиба определяется по формуле
где Ми – изгибающий момент в расчетном сечении, Ми = 136,97 Н∙м;
W – осевой момент сопротивления сечения изгибу, мм3.
Определяем осевой момент сопротивления сечения изгибу по формуле
Определяем коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения по формуле [2, раздел 8.2]
где kτ – коэффициент концентрации напряжений кручения,kτ = 1,68;
ετ – масштабный фактор, учитывающий влияние размеров, ετ = 0,68;
τа – амплитуда напряжений кручения, МПа;
τm – среднее напряжение цикла напряжений кручения, МПа.
Амплитудное , МПа, и среднее, МПа, значение касательных напряжений определяется по формуле
,
где Мк – крутящий момент в расчетном сечении, Мк = 294,18 Н∙м;
Wp – полярный момент сопротивления сечения кручению, мм3.
Определяем полярный момент сопротивления сечения по формуле
;
;
.
Определяем суммарный коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба и кручения по формуле
Как видно из расчетов, прочность вала обеспечена.