- •Завдання на курсовий проект
- •1. Вибір привідного електродвигуна й уточнення передавального числа
- •2. Розрахунок циліндричної зубчастої передачі
- •2.1. Вибір матеріалів для виготовлення зубчастих коліс
- •2.2. Визначення допустимих напружень у зубчастих колесах
- •2.2.1. Визначення коефіцієнтів еквівалентності навантаження
- •2.2.2. Визначення допустимих напружень у зубчастих колесах
- •2.2.3. Визначення коефіцієнтів навантаження зубчастих коліс
- •2.3. Розрахунок параметрів циліндричної зубчастої передачі
- •2.3.1. Визначення міжосьової відстані в зубчастій передачі
- •2.3.3. Визначення модуля зубчастих коліс
- •2.3.4. Визначення кута нахилу зуба.
- •2.3.5. Визначення числа зубців у коліс.
- •2.3.6. Перевірний розрахунок зубців на згинальну витривалість
- •2.3.7. Визначення діаметрів зубчастих коліс
- •2.3.8. Визначення сил, що виникають у зачепленні зубчастих коліс
- •2.3.9. Визначення консольних сил
- •3. Розрахунок вихідних кінців валів редуктора
- •4. Побудова зубчастих коліс циліндричної передачі і вибір підшипників
- •5. Перевірний розрахунок валів
- •5.1. Розрахунок вала на статичну міцність
- •5.1.1. Побудова епюр згинальних та крутних моментів на валах
- •5.1.2. Визначення сумарної величини згинального моменту
- •5.1.3. Визначення величини еквівалентного моменту
- •5.1.4. Визначення діаметрів вала в небезпечних перерізах
- •5.2. Розрахунок вала на міцність від утоми
- •5.3. Розрахунок вала на жорсткість
- •5.4. Перевірний розрахунок шпонкових з’єднань
- •6. Перевірний розрахунок підшипників
- •Список літератури
5.1.2. Визначення сумарної величини згинального моменту
Найбільшу сумарну величину згинального моменту визначають для одного або декількох найбільш небезпечних перерізів вала, які вважаються такими внаслідок небезпечного співвідношенням діаметра вала і величин згинальних моментів у горизонтальній і вертикальній площинах. Отже, якщо вал порівняно тонкий, а величини згинальних моментів досить значні, то місце цього перерізу небезпечне, тобто в процесі експлуатації деталь може зламатись, а значить вимагає перевірки.
З цією метою визначають найбільшу величину сумарного згинального моменту в k-му (небезпечному) перерізі за такою формулою :
(5.1) |
де , – згинальний моменти, в горизонтальній і вертикальній площинах відповідно k-го перерізу, Нмм.
Небезпечним перерізом є переріз вала під колесом для веденого і переріз самої шестерні на ведучому валі.
Для ведучого вала: ,
Для ведeного вала: ,
5.1.3. Визначення величини еквівалентного моменту
Еквівалентний момент у k-му перерізі встановлюють таким чином:
(5.2) |
Для ведучого вала: ,
Для ведeного вала: ,
5.1.4. Визначення діаметрів вала в небезпечних перерізах
У кожному небезпечному перерізі знаходять мінімально допустимий діаметр вала (мм) за умови його міцності й достатньої жорсткості, тобто
(5.3) |
де – допустимі напруження вигину (від 50 до 60 МПа).
Якщо хоча б в одному небезпечному перерізі вал виявиться надто тонким, то його діаметр треба збільшити до мінімально допустимого.
мм, в попередньому розрахунку складає 29 мм, що є допустимо,
мм,в попередньому розрахунку складає 20 мм, що є допустимо,
мм,.в попередньому розрахунку складає 40 мм, що є допустимо.
мм,.в попередньому розрахунку складає 35 мм, що є допустимо.
5.2. Розрахунок вала на міцність від утоми
Розрахунок на міцність від утомленості полягає у визначенні коефіцієнта запасу міцності S в місцях небезпечних перерізів вала. При цьому враховують характер зміни епюр згинальних і крутних моментів, наявність концентраторів напружень, східчасту форму вала.
Розраховуємо два небезпечних перерізи один на валу-шестерні інший на веденому валу.
Умова міцності для k-гоперерізі вала має вигляд такий :
(5.4) |
де – допустимий коефіцієнт запасу міцності; здебільшого перебуває в межах від 1,3 до 1,5, а якщо вал має бути особливо жорстким, то і до 3; , – коефіцієнти запасу міцності за нормальним і дотичним напруженням відповідно, їх визначають таким чином :
(5.5) |
(5.6) |
де , – границі витривалості матеріалу (МПа); , – амплітуда нормального та дотичного напруження; , – середні значення нормальних дотичних напружень.
По табл. 2.2 середнє значення = 980МПа.
Межа витривалості при симетричному циклі вигину
= 0,43 ∙ 980 = 421МПа.
Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напружень
= 0,58 ∙ 421 =244 МПа.
Перерізи на валу-шестерні А-А.
Зазвичай напруження у поперечному перерізі вала при вигині змінюється за симетричним циклом, а при крученні – за пульсуючим. Тому приймають, що
(5.7) (5.8) (5.9) |
У процесі реверсивного обертання вала напруження під час його крутіння змінюються за симетричним циклом, ось чому
(5.10) (5.11) |
=0,10, = 0,05– коефіцієнти, які характеризують чутливість матеріалу до асиметрії циклу навантаження, а їхнє значення встановлюють з табл. 8.1 ; – коефіцієнт поверхневого зміцнення, уводиться при поверхневому гартуванні СВЧ, азотуванні, цементуванні й т. д. за табл. 8.2 ; =0,77, =0,81– масштабні чинники, тобто коефіцієнти, що враховують вплив поперечних розмірів вала, їхнє значення приймають за табл. 8.3 ; =3,5, =2,1 – ефективні коефіцієнти концентрації напружень при вигині та крученні, що враховують вплив галтелі, поперечного отвору, кільцевої виточки, шпонкового паза, шліців, нарізі та ін. (за табл. 8.4) . Якщо в одному перерізі діє кілька концентраторів напружень, беруть до уваги вплив найбільш небезпечного з них.
Результуючий коефіцієнт запасу міцності перерізу А-А
Перерізи на валу-шестерні Б-Б.
Зазвичай напруження у поперечному перерізі вала при вигині змінюється за симетричним циклом, а при крученні – за пульсуючим. Тому приймають, що
(5.7) (5.8) (5.9) |
У процесі реверсивного обертання вала напруження під час його крутіння змінюються за симетричним циклом, ось чому
(5.10) (5.11) |
=0,10, = 0,05; / =3,4, / =0,6ּ / +0,4=2,44по табл. 8.7
Результуючий коефіцієнт запасу міцності перерізу Б-Б
Перерізи на веденому валу В-В.
Зазвичай напруження у поперечному перерізі вала при вигині змінюється за симетричним циклом, а при крученні – за пульсуючим. Тому приймають, що
(5.7) (5.8) (5.9) |
У процесі реверсивного обертання вала напруження під час його крутіння змінюються за симетричним циклом, ось чому
(5.10) (5.11) |
=0,10, = 0,05; =0,77, =0,81; =3,5, =2,1 .
Результуючий коефіцієнт запасу міцності перерізу В-В
Перерізи на валу-шестерні Г-Г.
Зазвичай напруження у поперечному перерізі вала при вигині змінюється за симетричним циклом, а при крученні – за пульсуючим. Тому приймають, що
(5.7) (5.8) (5.9) |
У процесі реверсивного обертання вала напруження під час його крутіння змінюються за симетричним циклом, ось чому
(5.10) (5.11) |
=0,10, = 0,05; / =4, / =0,6ּ / +0,4=2,8по табл. 8.7
Результуючий коефіцієнт запасу міцності перерізу Б-Б