- •Введение
- •1. Кинематический и силовой расчет привода
- •2. Расчет передач
- •2.1. Расчет зубчатой цилиндрической передачи
- •2.2. Расчет цепной передачи
- •3. Расчет и конструирование валов
- •3.1. Расчет ведущего вала редуктора
- •3.2. Расчет ведомого вала редуктора
- •3.3. Расчет вала элеватора
- •4. Расчет шпоночных соединений
- •4.1. Шпоночное соединение шестерни с ведущим валом редуктора
- •4.2. Шпоночное соединение колеса с ведомым валом
- •4.3. Шпоночное соединение ведомого вала редуктора со звездочкой
- •4.4. Шпоночное соединение ведомой звездочки с валом
- •5. Расчет и конструирование подшипниковых узлов
- •5.1. Расчет подшипников ведущего вала
- •5.3. Расчет подшипников выходного вала.
- •6. Конструирование зубчатых колес шкивов и звездочек
- •6.1. Конструирование шкивов ременной передачи.
- •6.1. Конструирование зубчатых шестерен и колес
- •6.2. Конструирование звездочек
- •7. Конструирование корпусных деталей, стаканов и крышек
- •7.1. Конструирование корпусных деталей
- •7.2. Конструирование крышек подшипников
- •7.3. Конструирование стаканов
- •8. Смазывание зацеплений
- •9. Конструирование рамы (плиты)
- •10. Выбор посадок
- •11. Сборка и регулировка редуктора
- •12. Техника безопасности
- •Литература
3.2. Расчет ведомого вала редуктора
Ориентировочный расчет вала
Выбор материала
Принимаем материал вала сталь 40Х .
σВ=730МПа
σТ=500МПа
Определяем диаметр выходного конца вала
, (3.22)
где Т3 – крутящий момент на валу, Т3 = 260,69 Нм;
[]кр – допускаемое напряжение на кручение, []кр = 15 МПа [2].
мм.
Из стандартного ряда принимаем dв = 45 мм.
Для упрощения монтажа деталей вал проектируется ступенчатым (рис. 3.3).
Определяем диаметр вала под уплотнение
мм. (3.23)
В качестве уплотнения принимаем резиновую армированную манжету по ГОСТ 8752-79.
Определяем диаметр вала под подшипник
мм. (3.24)
Определяем диаметр вала под колесо
мм. (3.25)
Для соединения вала с колесом принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78 с размерами 18х11х100.
Устанавливаем длины участков валов.
Определяем длину межопорного расстояния вала
мм. (3.26)
где: Lст-длина ступицы Lст = b1= 80мм
х- зазор между ступицами зубчатых колес и внутренними стенками корпуса редуктора рекомендуется принимать Х=8…15 мм
l- длина выходного конца вала l=f=100 [2.таблица 4.3 ]
Рис. 3.3. Эскиз ведомого вала.
Проектный расчет вала
Для определения реакций в подшипниках, представляем вал в виде балки на двух опорах и рассматриваем ее равновесие в горизонтальной и вертикальной плоскостях (рис. 3.4).
Определяем реакции в плоскости XOZ
; (3.27)
где Ft – окружная сила в зацеплении, Ft =2209 Н.
Н.
Определяем реакции в плоскости YOZ
;; (3.28)
;, (3.29)
Рис. 3.2. Силы действующие на вал.
где Fr – радиальная сила в зацеплении, Fr =889,4 Н;
Fx – осевая сила в зацеплении, Fx = 565,52 Н;
Fk – консольная сила, Fk = 2212 Н;
d2 – делительный диаметр колеса, d2 = 256 мм.
Н;
Н.
Определяем суммарные реакции в опорах
Н; (3.30)
Н. (3.31)
По определенным реакция строим эпюры изгибающих моментов.
Определяем суммарный изгибающий момент в опасном сечении вала
, (3.32)
где Мх – максимальный момент в плоскости XOZ, Мх = 0;
Му – максимальный момент в плоскости YOZ, My = 245,7 Нм.
Нм.
Определяем эквивалентный изгибающий момент
Нм. (3.33)
Определяем диаметр вала в опасном сечении
, (3.34)
где [–1]и – предел прочности при симметричном цикле нагружения, [–1]и = 60 МПа.
мм <мм.
Проверочный расчет вала
Наметив конструкцию вала, установив основные его размеры, выполняют уточненный проверочный расчет, заключающийся в определении коэффициентов запаса прочности S в опасном сечении.
Определяем коэффициент запаса прочности в опасном сечении
, (3.35)
где S – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
S – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
, (3.36)
где –1 – предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения;
k – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, k = 1,58, [1, табл. 8.2];
– масштабный фактор для нормальных напряжений, = 0,82, [1, табл. 8.8];
– коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, = 0,95 [1];
0 – амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении;
m – коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла;
m – среднее напряжение цикла, m = 0.
Определяем предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения
, (3.37)
где в – предел прочности на растяжение материала вала, в = 730 МПа [1].
МПа.
Определяем амплитуду цикла нормальных напряжений
МПа. (3.38)
.
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
, (3.39)
где –1 – предел выносливости стали при симметричном цикле кручения;
k – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, k = 1,22, [1, табл. 8.2];
– масштабный фактор для нормальных напряжений, = 0,70, [1, табл. 8.8];
– коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, = 0,95 [1];
0 – амплитуда цикла касательных напряжений, равная наибольшему касательному напряжению в рассматриваемом сечении;
m – коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла, m = 0,1 [1];
m – среднее напряжение цикла, равное амплитуде цикла касательных напряжений 0.
Определяем предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
МПа. (3.40)
Определяем амплитуду цикла касательных напряжений
, (3.41)
где W – момент сопротивления сечения кручению.
Определяем момент сопротивления сечения кручению
мм3. (3.42)
МПа.
.
> .
Рассчитанное значение коэффициента запаса прочности больше допускаемого, следовательно проектируемый вал удовлетворяет всем условиям прочности, что позволит ему успешно функционировать в проектируемом редукторе.