3. Расчет и конструирование валов
3.1 Расчет валов редуктора выполняем по пониженным допускаемым напряжениям на кручение. Из предыдущих расчетов имеем:
,
для ведущего вала редуктора диаметр
выходного конца вала
,
(3.1)
где
=
10…15 МПа – допускаемое напряжение
кручения вала. [2]
Принимаем диаметр
конца вала под шкив 20мм, под уплотнение
,
под подшипником
.[2,
стр. 164,165]
3.2 Для промежуточного вала редуктора по аналогии получим:
принимаем диаметр
вала под колесом
,
под подшипниками 20 мм.
3.3Для выходного вала редуктора по аналогии получим:
принимаем
–
диаметр вала под звездочкой, под
подшипниками 40 мм, под колесом 46 мм.
4 Расчет шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами
Размеры сечений шпонок и шпоночных пазов по ГОСТ 23360 – 78
Рисунок. 4.1 –Шпонка призматическая.
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная
От условия прочности на смятие рассчитывается часть шпонки, выступающая из вала.
Где
- напряжение
смятия
- крутящийся момент
на валу
- рабочая
длина шпонки
- диаметр вала
- высота шпонки
- глубина
паза
– полная длина
шпонки
– ширина
шпонки
Условие прочности на срез шпонки
Где
- допускаемое
напряжение на срез. [2]
4.1 Быстроходный вал
Расчёт шпонки под шкив:
шпонка
6×6×32,
Условие прочности на смятие:
Условие прочности на срез шпонки:
4.2 Промежуточный вал
4.2.1 Расчет шпонки под зубчатое колесо
шпонка
8×7×28,
Условие прочности на смятие:
Условие прочности на срез шпонки:
4.3 Тихоходный вал
шпонка
10×8×56,
Условие прочности на смятие:
Условие прочности на срез шпонки:
5 Расчет и конструирование подшипниковых узлов
5.1 Расчет быстроходного вала
Линейные размеры
(мм) берут из компоновочной схемы:
мм,
мм. Силы в зацеплении:
Н;
Н;
Н;
5.1.1. Расчет реакций на валу
Реакции от сил в плоскости XOZ:
,
Проверка
– реакции найдены
верно.
Реакции от сил в плоскости YOZ:
,
Проверка
– реакции найдены
верно.
Рисунок 5.1 – Эпюры моментов быстроходного вала
5.1.2. Проверочный расчет входного вала на усталостную прочность.
Рассчитаем самое опасное сечения - сечение диаметра под подшипником.
Изгибающий момент
Крутящий момент
Т = 18
Определяем коэффициент запаса прочности по усталости S и сравниваем его с допускаемым значением [S], принимаемым обычно 1,5…2,5
Где
и
коэффициенты запаса по нормальным и
касательным напряжениям, определяемые
по зависимостям:
Здесь
и
- пределы выносливости материала
соответственно при изгибе и кручении
с симметричным циклом. По табл. 9.1 [1] для
стали 45
,
,
,
,
и
- суммарные коэффициенты, учитывающие
для данного сечения вала влияние всех
факторов на сопротивление усталости
соответственно при изгибе и кручении:
и
- эффективные коэффициент концентрации
напряжений. По табл. 9.3 [1]
=1,48.
-
коэффициент влияния абсолютных размеров
поперечного сечения. По табл. 9.6 [1]
линейным интерполированием
.
- коэффициент
влияния шероховатости поверхности. По
табл. 9.7 [1] для шлифования при
– коэффициент
влияния упрочнения, вводимый для валов
с поверхностным упрочнением. Поверхность
вала дополнительно не упрочняется и
.
и
- амплитуды напряжений цикла
и
– коэффициенты, характеризующие
чувствительность материала к асимметрии
цикла напряжений (для сталей
,
При расчете валов
на сопротивление усталости принимаем,
что нормальные напряжения изменяются
по симметричному циклу:
и
,
а касательные напряжения – по отнулевому
циклу:
и
.
мм3,
мм3.
Найдет требуемый диаметр вала:
мм
Таким образом, условие прочности соблюдается. По этим условиям диаметр вала можно сохранить.
5.1.3. Расчет подшипников
80205:
грузоподъемность
динамическая
=
14 кН;
Суммарные реакции:
Эквивалентная динамическая нагрузка при Kб =1 и Kт =1:
Fэ= XVFrKбKт=784 Н;
(cм. табл. 10.1 [1]) и
(табл. 10.2)
Расчетная долговечность:
где n = 460 об/мин – частота вращения тихоходного вала.
Предварительно
приняты подшипник 80205 подходит, так как
расчетный ресурс подшипника
Расчетная
динамическая грузоподъемность:
