- •Министерство образования и науки российской федерации
- •Национальный исследовательский томский политехнический университет
- •Задание:
- •Исходные данные:
- •Содержание
- •1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
- •2. Расчет зубчатых колес редуктора
- •Требуемое условие [1,с. 35]
- •Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации
- •3. Расчёт клиноремённой передачи
- •Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов
- •Долговечность ремней
- •Рабочий ресурс
- •4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников
- •5. Пояснение к эскизной компоновке редуктора, ее цель
- •6. Определение размеров элементов корпуса редуктора Конструктивные размеры шестерни и колеса
- •Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •7. Общая схема сил, действующих на валы
- •8. Проверка долговечности подшипников.
- •9. Подбор и проверка шпонок
- •10. Расчёт на прочность входного вала
- •Ведущий вал
- •Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
- •11. Анализ посадок и допусков
- •12. Выбор сорта масла
- •13. Сборка редуктора
- •14. Литература
9. Подбор и проверка шпонок
Шпонки призматические. Размеры сечений шпонок и пазов длины шпонок по ГОСТ 23360-78 [2, с. 169].
Напряжения сжатия и условие прочности
.
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [см] = 100 – 120 МПа,
при чугунной [см] = 50 – 70 МПа.
Ведущий вал
d = 26 (мм), b = 8 (мм), h = 7 (мм), t1 = 4,0 (мм).
Длина шпонки l = 50 (мм).
T1 = ,
(МПа).
Условие см [см] выполнено.
Ведомый вал
Из двух шпонок – под зубчатым колесом и под кривошипом – более нагруженная вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под кривошипом.
d = 42 мм, b = 12 мм, h = 8 мм, t1 = 5 мм, l = 55 мм.
T2 =
Условие см [см] выполнено.
10. Расчёт на прочность входного вала
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнение их с требуемыми (допускаемыми) значениями [S]. Прочность соблюдена при S >[S].
Будем производить расчет для предположительно опасных сечений входного вала.
Ведущий вал
Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), то есть сталь 45, термическая обработка – нормализация.
При диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае da1 = 47,68 (мм)) среднее значение в = 570 (МПа) [1, с. 34].
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
Сечение A-A.
Диаметр вала в этом сечении 30 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.
и ; принимаеми.
Изгибающий момент в сечении А-А (положим x1= 64 (мм)),
Осевой момент сопротивления
Амплитуда нормальных напряжений
Полярный момент сопротивления
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности в сечении А-А
В сечении А – А условие прочности вала выполнено. В сечении Б – Б проверять вал нет смысла, так как диаметр его намного больше диаметра исследуемого сечения.
Сечение В-В.
Это сечение при передаче вращающего момента от ременной передачи рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
где амплитуда и среднее значение от нулевого цикла
При d = 26 (мм), b = 8 (мм), h = 7 (мм), t1 = 4 (мм).
Принимаем [1, c. 165, 166] k = 1,5; = 0,77; = 0,1.
11. Анализ посадок и допусков
Посадки зубчатого колеса и подшипников. Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. [1, c.263].
Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82. Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под нагруженные кольца по Н7.
Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. [1, c.263].
Пример: посадка с натягом.
32
Dmin = 32 (мм); dmin = 32,026 (мм);
Dmax = 32,025 (мм); dmax = 32,042 (мм);
Nmax = dmax – Dmin = 32,042 – 32 = 0,042 (мм);
Nmin = dmin – Dmax = 32,026 – 32,025 = 0,001 (мм);
TD = Dmax – Dmin = 32,025 – 32 = 0,025 (мм);
Тd = dmax – dmin = 32,042 – 32,026 = 0,016 (мм).