Из эпюр изгибающих моментов ведомого вала видно, что опасными сечениями являются сечения под зубчатым колесом и под подшипником.

М₂= 139,7 Нм,М₃ = 799,2 Нм.

С е ч е н и е 2 – 2

Расчет на статическую прочность

1. Нормальные и касательные напряжения при действии максимальных нагрузок

.

где Нм – суммарный изгибающий момент с учетом коэффициента перегрузкиК_П;

Нм – крутящий момент с учетом коэффициента перегрузкиК_П;

– осевая сила;

WиW_К– моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение: для сплошного круглого сечения

А – площадь поперечного сечения: для сплошного круглого сечения

Тогда

2. Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

3. Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжении

Условие выполняется.

Расчет на сопротивление усталости

1. Амплитуда напряжений цикла

2. Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

;

.

где

,– коэффициенты снижения предела выносливости:

где

=0,95,=0,97;

= 1,7.

Тогда

3. Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

где и– коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжении для рассматриваемого сечения= 0.

где = 0,10;

4. Общий коэффициент запаса прочности

Условие выполняется.

С е ч е н и е 3 – 3

Расчет на статическую прочность

1. Нормальные и касательные напряжения при действии максимальных нагрузок

;

,

где Нм – суммарный изгибающий момент с учетом коэффициента перегрузкиК_П;

Нм – крутящий момент с учетом коэффициента перегрузкиК_П;

.

WиW_К– моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение: для сплошного круглого сечения

А – площадь поперечного сечения: для сплошного круглого сечения

Тогда

2. Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

;

.

3. Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжении

.

Условие выполняется.

Расчет на сопротивление усталости

1. Амплитуда напряжений цикла

2. Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

;

.

где

,– коэффициенты снижения предела выносливости

где

=0,95,=0,97

= 1,7.

Тогда

;

3. Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

;

где и– коэффициенты чувствительности к ассиметрии цикла напряжении для рассматриваемого сечения= 0.

где = 0,10.

4. Общий коэффициент запаса прочности

Условие выполняется.

 

9. Проверка соединения с натягом

Вал червячного колеса

Материал вала - сталь 40Х, материал диска колеса - сталь 40ХН.

9.1. Среднее контрольное напряжение

,

где К– коэффициент заноса сцепленияК=3;

Т– вращающий момент на колесе,Т=600 Нм;

d– диаметр соединения,d=60 мм;

l– длина сопряжения,l=71 мм;

f – коэффициент сцепления,f=0,14.

9.2. Деформация деталей

,

где С₁,С₂– коэффициенты жесткости

;

,

Е– модуль упругости, МПа: для стали –, чугуна –;

d₁– диаметр отверстия пустотелого вала,d₁= 0, т.к. вал сплошной;

d₂– условный наружный диаметр,d₂=d_ст=93 мм;

– коэффициент Пуассона: для стали – 0,3, чугуна – 0,25.

Тогда деформация детали

.

9.3. Поправка на обмятие микронеровностей

Предлагают предварительно, что точность изготовления вала и отверстия будут соответствовать восьмому квалитету, и принимают

R_а1= 1,6 мкм,R_а2=3,2 мкм.

Тогда поправка

u=5,5(Ra₁+Ra₂)=5,5(1,6+3,2)=26,4 мкм,

где Ra₁иRa₂ – среднее арифметические отклонения профиля поверхностей. Значения берут из чертежей деталей.

9.4. Поправка на температурную деформацию

где ,- коэффициенты, 1/⁰С: для стали -; чугуна -;

t₁,t₂ - средняя объемная температура соответственно диска и венца колеса,t₁= 55⁰С,t₂= 65⁰С.

9.5. Минимальный натяг

мкм.

9.6. Максимальный натяг

Максимальное давление при = 630 МПа

Па.

Максимальная допускаемая деформация деталей

мкм.

Тогда максимально допустимый натяг

мкм.

9.7. Выбор посадки.По таблице находят, что посадкаН7/u7 для которойN_min=66 мкм,N_max=108 мкм, что удовлетворяет условиям:;.

9.8. Температура нагрева колеса

где – зазор, мкм, для удобства сборки принимают в зависимости от диаметраdвала:

 

d, мм	св. 30 до 80	св. 80 до 180	св. 180 до 400
, мкм	10	15	20

 

Температура нагрева должна быть такой, чтобы не происходило структурных изменений в материале: для стали [t] = 230-240⁰С, для бронзы [t] = 150-200⁰С. Условиевыполняется.

9.9. Сила запрессовки

.

Для сборки данного соединения требуется пресс, развивающий силу 580 кН.

Вал зубчатого колеса

Материал вала - сталь 40Х, материал колеса - Сталь 40ХН.

9.1. Среднее контрольное напряжение

,

где К– коэффициент заноса сцепления,К=3;

Т– вращающий момент на колесе,Т=600 Нм;

d– диаметр соединения,d=60 мм;

l– длина сопряжения,l=80 мм;

f – коэффициент сцепленияf=0,14.

.

9.2. Деформация деталей

,

где С₁,С₂– коэффициенты жесткости

;

,

Е– модуль упругости, МПа: для стали –, чугуна –;

d₁– диаметр отверстия пустотелого вала,d₁= 0, т.к. вал сплошной;

d₂– условный наружный диаметр,d₂=d_ст=93 мм;

– коэффициент Пуассона: для стали – 0,3, чугуна – 0,25.

Тогда деформация детали

9.3. Поправка на обмятие микронеровностей

Предлагают предварительно, что точность изготовления вала и отверстия будут соответствовать восьмому квалитету, и принимают

R_а1= 1,6 мкм,R_а2=3,2 мкм.

Тогда поправка

u=5,5(Ra₁+Ra₂)=5,5(1,6+3,2)=26,4 мкм,

где Ra₁иRa₂ – среднее арифметические отклонения профиля поверхностей. Значения берут из чертежей деталей.

9.4. Поправка на температурную деформацию.Для зубчатых передач поправкуна температурную деформацию не подсчитывают, а принимают.

9.5. Минимальный натяг

мкм.

9.6. Максимальный натяг

Максимальное давление при = 630 МПа

Па.

Максимальная допускаемая деформация деталей

мкм.

Тогда максимально допустимый натяг

мкм.

9.7. Выбор посадки.По таблице находят, что посадкаН7/t6для которойN_min=43 мкм,N_max=78 мкм, что удовлетворяет условиям:;.

9.8. Температура нагрева колеса

;

.

Условие выполняется.

9.9. Сила запрессовки

.

Для сборки данного соединения требуется пресс, развивающий силу 580 кН.

 

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Ведущий вал

Проверяем шпоночное соединение на выходном конце вала.

Соответственно диаметру d_В1=38 мм и длине выходного концаl=57 мм принимаем по ГОСТ 23360-78 призматическую шпонку 12×8×50,t₁=5мм. Примем для шпонки сталь 45.

Проверим соединение на смятие:

,

где Т₁= 49,2 Нм – крутящий момент на ведущем валу.

Условие выполняется, где– допускаемое напряжение смятия: для стали= 100…120 МПа.

Промежуточный и ведомый вал

Проверяем шпоночное соединение на выходном конце валов.

Соответственно диаметру d_В2=50 мм и длине выходного концаl=75 мм принимаем по ГОСТ 23360-78 призматическую шпонку 16×10×70,t₁=6 мм . Примем для шпонки сталь 45.

Проверим соединение на смятие

где Т₂= 600 Нм – крутящий момент на валу.

Условие выполняется.