- •Введение
- •1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода
- •2. Расчет зубчатой передачи редуктора
- •3. Расчет цепной передачи
- •4 Проектировочный расчёт валов редуктора
- •5 Конструктивные размеры зубчатой пары
- •6 Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •7 Первый этап компоновки редуктора
- •8 Подбор подшипников и их проверка на долговечность
- •9 Проектировочный расчет шпоночных соединений
- •10 Проверочный расчет валов на усталость
- •11 Выбор посадок деталей редуктора.
- •12 Смазка редуктора
- •14 Сборка редуктора
- •Литература
9 Проектировочный расчет шпоночных соединений
Шпонка призматическая со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок – по ГОСТ 23360-78 (таб. 8.9 [1]).
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности по формуле:
.
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице .= 100 ÷ 120 МПа.
Ведущий вал: d = 20 мм; b×h = 6×6; t1 = 3,5 мм; длинна шпонки l = 40 мм; момент на ведущем валу T1 = 41· 103 H · мм.
=24,2 .
Ведомый вал:
Расчёт шпонки под зубчатым колесом:
d=35мм; b×h=10×8; t1=5мм; длинна шпонки l=40 мм; момент T2 = 87.615 · 103 (H · мм).
=60,9 .
Расчёт шпонки под звёздочкой цепной передачи:
d=32мм; b×h=10×8; t1=5мм; длинна шпонки l=40 мм; момент T2 = 87,615 · 103 (H · мм).
=60,8
Условие σ см < [σ см] выполнено.
10 Проверочный расчет валов на усталость
Примем, что нормальное напряжение от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).
Проверочный расчет валов на усталость состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [S]. Прочность соблюдена при S ≥ [S].
Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Ведущий вал:
Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т.е. сталь 45, термическая обработка – улучшение.
По таб. 3.3 [1] при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае =44 мм) среднее значение σв = 780 МПа.
≈ 0,43 σв = 0,43 · 780 = 335 МПа.
Предел выносливости при несимметричном цикле касательных напряжений
= 0,58 = 0,58 · 335 = 193 МПа.
Сечение А-А: Это сечение при передаче вращающего момента от шкива рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности
s = sτ = ,
где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла
.
При d = 20 мм; b = 6; t1 =3,5 по табл. 8.5 [1]
= =1.427*
МПа.
Принимаем = 1,68 (таб. 8.5 [1]), ≈ 0,83 (таб. 8.8 [1]) и ψτ ≈ 0,1 (с. 166 [1]).
s = = =9.82.
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты L= 60 мм, получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки М = 2,5 = 12.24*103 Н·мм.
= = =8,577;
= =42,9;
; ; .
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
= ;
Результирующий коэффициент запаса прочности:
= =6.69
Ведомый вал:
Материал вала – сталь 45 нормализованная; =780 МПа (таб. 3.3 [1]). Пределы выносливости = 0,43*780 = 335 МПа и =0,58*335=194,3 МПа.
Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении 40 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (таб. 8.5 [1]): =1,59 и =1,49; масштабные факторы = 0,85; = 0,73 (таб. 8.8 [1]); коэффициенты ≈ 0,2 и ≈ 0,1 (с.163 и 166 [1]).
Крутящий момент Т2 = 87,615*103 Н*мм.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
=215*55=11,825* Н*м.
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
М" = = 116*55+1325*76=107.08* Н·м.
Суммарный изгибающий момент в сечении А-А
МА-А = ≈ 66.22* Н·м.
Момент сопротивления кручению (d = 40 мм; b = 10 мм ; t1 = 5 мм).
= =17.8*
Момент сопротивления изгибу (таб. 8.5).
= мм3.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
= =2,8 МПа.
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
= = =12,04 МПа;
среднее напряжение σm = 0.
= ;
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
s = sτ =
Результирующий коэффициент запаса прочности:
= =12,1