- •Оглавление
- •Введение
- •1 Основные положения
- •2 Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
- •3 Расчет зубчатых цилиндрических колес редуктора
- •4 Расчет зубчатых конических колес
- •5 Расчет червячной передачи
- •6 Выбор геометрических размеров шпонки и проверка прочности шпоночных соединений
- •7 Конструктивные размеры элементов передач
- •8 Конструктивный и проверочный расчет валов
- •9 Тепловой расчет редуктора и выбор сорта масла
- •10 Выбор подшипников качения
- •11 Примеры выполнения графической части курсовых работ
- •Список литературы
8 Конструктивный и проверочный расчет валов
8.1 Конструктивный расчет валов редуктора
Конструирование вала начинают с определения диаметра выходного конца из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба.
, (8.1)
где М - крутящий момент, Н·мм; [τК] - допускаемое напряжение на кручение; для валов из сталей 40, 45, Ст6 принимают пониженное значение [τК] = 15..20 МПа (Н/мм2).
Полученный результат округляют до ближайшего большего значения. Из нормализованного ряда: 10; 10.5; 11; 11.5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 70; 75; 80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 120; 130 и далее через 10 мм.
Валы для редукторов общего назначения рекомендуется изготовлять одинакового диаметра по всей длине. При этом, необходимо назначать допуски на отдельных участках вала в соответствии с требуемыми посадками насаживаемых деталей.
Для облегчения монтажа на вал подшипников, зубчатых колес и других деталей применяют ступенчатую конструкцию. Соединение вала редуктора с валом электродвигателя стандартной муфтой возможно при условии, разницы диаметров не более 20%.
Затем назначается диаметр вала под манжеты, подшипники и зубчатые колеса.
Диаметры остальных участках валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
8.2 Уточненный расчет валов
Наметив конструкцию вала, установив основные размеры его (диаметры и длины участков вала, расстояния между серединами опор и др.), выполняют уточненный проверочный расчет, заключающийся в определении коэффициентов запаса прочности S в опасных сечениях:
(8.2)
Расчетное значение S должно быть не ниже допускаемого, [S]=2,5.
Где Sσ - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям,
(8.3)
где σ-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба; для углеродистых конструкционных сталей σ-1 = 0,43 σВ; kσ - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений; εσ - масштабный фактор для нормальных напряжений; β - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности: при Rа = 0,32..2,5 мкм принимают β = 0,97...0,90; σV - амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба σи в рассматриваемом сечении; σм - среднее напряжение цикла нормальных напряжений; если осевая нагрузка Fa на вал отсутствует или пренебрежимо мала, то принимают σм =0; в противном случае:
(8.4)
Для углеродистых сталей принимают Ψσ = 0,2; для легированных сталей Ψσ = 0,25..0,30.
Sτ - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
(8.5)
Здесь τ-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения; для конструкционных сталей принимают τ-1 = 0,58 σ-1, остальные обозначения имеют тот же смысл, что и в предыдущей формуле, с той разницей , что они относятся к напряжениям кручения. Для упомянутых выше сталей принимают Ψτ = 0,1; значения τv и τm, определяют в предположении, что вследствие колебания крутящего момента напряжения кручения изменяются по отнулевому циклу, т.е.
(8.6)
где Wk - момент сопротивления кручению.
Тщательной проверке подвергают особо опасные сечения:
По шпоночной канавке;
Переходу к меньшему диаметру;
Месту посадки подшипника с гарантированным натягом.