
- •1 Задание
- •1Введение
- •2Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
- •3Расчёт зубчатой цилиндрической передачи
- •3.1Проектный расчёт
- •3.2Проверочный расчёт по контактным напряжениям
- •3.3Проверка зубьев передачи на изгиб
- •4Предварительный расчёт валов
- •4.1Ведущий вал (Быстроходный вал).
- •4.2Выходной вал.
- •5Конструктивные размеры шестерен и колёс
- •5.1Цилиндрическая шестерня 2-й передачи
- •5.2Цилиндрическое колесо 2-й передачи
- •Проверка прочности шпоночных соединений
- •5.3Шестерня зубчатой цилиндрической передачи
- •5.4Колесо зубчатой цилиндрической передачи
- •6Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •7Проверка долговечности подшипников
- •7.1Расчёт реакций в опорах 1-го вала
- •7.2Расчёт подшипников 1-го вала
- •7.3Расчёт реакций в опорах 2-го вала
- •7.4Расчёт подшипников 2-го вала
- •8Расчёт валов
- •8.1Расчёт моментов 1-го вала
- •8.2Эпюры моментов 1-го вала
- •8.3Расчёт 1-го вала
- •8.4Расчёт моментов 2-го вала
- •8.5Эпюры моментов 2-го вала
- •8.6Расчёт 2-го вала
- •9Тепловой расчёт редуктора
- •10Выбор сорта масла
- •11Выбор посадок
- •12Технология сборки редуктора
- •13Заключение
- •14Список использованной литературы
8.4Расчёт моментов 2-го вала
Mx1 = 0 Н · мм
My1 = 0 Н · мм
Mм1 = 0 Н · мм
M1 = = = 0 H · мм (11.28)
Mx2 = (11.29)
Mx2 = = 72404,07 H · мм
My2' = (11.30)
My2' = = -9604,846 H · мм
My2" = (11.31)
My2" = = -43432,454 H · мм
Mм2 = (11.32)
Mм2 = = 140400 H · мм
M2' = = = 213438,363 H · мм (11.33)
M2" = = = 224831,792 H · мм (11.34)
Mx3 = 0 Н · мм
My3 = 0 Н · мм
Mм3 = (11.35)
Mм3 = = 280800 H · мм
M3 = = = 280800 H · мм (11.36)
Mx4 = 0 Н · мм
My4 = 0 Н · мм
Mм4 = (11.37)
Mм4 = = 0 H · мм
M4 = = = 0 H · мм (11.38)
8.5Эпюры моментов 2-го вала
X
Y
Z
RyC
RxC
RyD
RxD
Fм1
C
D
Fa4
Fr4
Ft4
1
L4
= 60 мм
2
L5
= 60 мм
3
L6
= 130 мм
4
Mx,
Hxмм
72404,07
My,
Hxмм
-9604,846
-43432,454
Mм1,
Hxмм
140400
280800
M
=
224831,792
213438,363
280800
Mкр(max)
= Ткр,
Hxмм
8.6Расчёт 2-го вала
Крутящий момент на валу Tкр. = T2 = 292753,349 H·мм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности b = 780 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
-1 = 0,43 · b = 0,43 · 780 = 335,4 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
-1 = 0,58 · -1 = 0,58 · 335,4 = 194,532 МПа.
2 - е с е ч е н и е.
Диаметр вала в данном сечении D = 55 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 16 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 6 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
S = (11.39)
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
v = 18,515 МПа, (11.40)
здесь
Wнетто = (11.41)
Wнетто = = 12142,991 мм3,
где b=16 мм - ширина шпоночного паза; t1=6 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
m = 0,114 МПа, (11.42)
здесь: Fa = 271,098 МПа - продольная сила,
- = 0,2 - см. стр. 164[1];
- = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- k = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- = 0,82 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
S = 8.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
S = где: (11.43)
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
v = m = (11.44)
v = m = = 5,14 МПа,
здесь
Wк нетто = (11.45)
Wк нетто = 28476,818 мм3,
где b=16 мм - ширина шпоночного паза; t1=6 мм - глубина шпоночного паза;
- t = 0.1 - см. стр. 166[1];
- = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- k = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- = 0,7 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
S = 14,536.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = = = 7,009 (11.46)
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.
Проверим вал на статическую прочность.
Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 1. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле 11.2[2]:
экв.max = Kп · экв. = Кп · [ст.] , где: (11.47)
176 МПа, здесь т = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.
Тогда:
экв.max = 1 · = 20,544 МПа [ст.]
Таким образом сечение полностью проходит по прочности.
3 - е с е ч е н и е.
Диаметр вала в данном сечении D = 50 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
S = (11.48)
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
v = 22,882 МПа, (11.49)
здесь
Wнетто = 12271,846 мм3 (11.50)
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
m = 0,138 МПа, (11.51)
здесь: Fa = 271,098 МПа - продольная сила,
- = 0,2 - см. стр. 164[1];
- = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- = 3,102 - находим по таблице 8.7[1];
Тогда:
S = 4,582.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
S = где: (11.52)
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
v = m = (11.53)
v = m = = 5,964 МПа,
здесь
Wк нетто = 24543,693 мм3 (11.54)
- t = 0.1 - см. стр. 166[1];
- = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- = 2,202 - находим по таблице 8.7[1];
Тогда:
S = 13,762.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = = = 4,347 (11.55)
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.
Проверим вал на статическую прочность.
Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 1. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле 11.2[2]:
экв.max = Kп · экв. = Кп · [ст.] , где: (11.56)
176 МПа, здесь т = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.
Тогда:
экв.max = 1 · = 25,106 МПа [ст.]
Таким образом сечение полностью проходит по прочности.
4 - е с е ч е н и е.
Диаметр вала в данном сечении D = 45 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
S = , где: (11.57)
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
v = m = = 0,5 · = 8,841 МПа, (11.58)
здесь
Wк нетто = (11.59)
Wк нетто = = 16557,471 мм3
где b=14 мм - ширина шпоночного паза; t1=5,5 мм - глубина шпоночного паза;
- t = 0.1 - см. стр. 166[1];
- = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- k = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- = 0,73 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
S = 8,799.
Радиальная сила муфты, действующая на вал, найдена в разделе "Выбор муфт" и равна Fм1 = 226 Н. Приняв у вала длину посадочной части равной длине l = 226 мм, Находим изгибающий момент в сечении:
Mизг. = Tм1 · l / 2 = 2160 · 226 / 2 = 244080 Н·мм. (11.60)
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
S = , где: (11.61)
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
v = 32,068 МПа, (11.62)
здесь
Wнетто = (11.63)
Wнетто = = 7611,295 мм3,
где b=14 мм - ширина шпоночного паза; t1=5,5 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
m = 0 МПа, где (11.64)
Fa = 0 МПа - продольная сила в сечении,
- = 0,2 - см. стр. 164[1];
- = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- k = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- = 0,85 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
S = 4,791.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = = = 4,208 (11.65)
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5.
Проверим вал на статическую прочность.
Проверку будем проводить по допустимым напряжениям. Коэффициент перегрузки Кп = 1. Проверка по допустимым напряжениям на статическую прочность проводится по формуле 11.2[2]:
экв.max = Kп · экв. = Кп · [ст.] , где: (11.66)
[ст.] = 176 МПа, здесь (11.67)
т = 440 МПа; [S]=2.5 - минимально допустимый коэффициент запаса прочности.
Тогда:
экв.max = 1 · 35,537 МПа [ст.]
Таким образом сечение полностью проходит по прочности.