- •1. Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок приводу
- •2. Розрахунок прямозубої циліндричної передачі.
- •3. Проектний розрахунок валів редуктора.
- •3.1. Ведучий вал.
- •3.2.Ведений вал.
- •4. Конструктивні розміри шестерні і колеса
- •4.1.Шестерня.
- •4.2.9 .Розмір фасок:
- •5.Конструктивні розміри корпуса і кришки редуктора.
- •5.1.Товщина стінок корпуса і кришки:
- •6. Перший етап ескізного компонування.
- •7. Підбір підшипників валів редуктора.
- •7.1. Ведучий вал.
- •7.2. Ведений вал.
- •8. Перевірочний розрахунок веденого вала
- •8. 6.7.Коефіцієнт запасу витривалості по нормальним і дотичним напругам.
- •8.6.8.Результуючий коефіцієнт запасу витривалості перерізу б-б:
- •9. Другий етап ескізного компонування.
- •11. Підбір шпонок і перевірочний розрахунок шпонкових з’єднань.
- •12. Мащення зубчастих коліс і підшипників кочення.
- •13. Складання редуктора.
- •Література
7.2. Ведений вал.
7.2.1.Із попередніх розрахунків маємо:
підшипник 211,
колова сила F =2612,7 Н;
радіальна сила F = 950,9 Н;
обертальний момент на валу Т3=362,9 Н-м;
частота обертання вала п =50 об/хв;
із першого етапу ескізного компонування а =71 мм і І = 164мм.
С
На вихідному кінці ведучого валу розташована муфта, с яка діє на вал з силою, що визначається за формулою:
= =2381 Н.
7.2.3.Реакції опор.
Від дії сил у зачепленні:
-вертикальна площина, від сили F :
R =R = F /2=950,9/2= 475,45 Н.
-горизонтальна площина, від сили F :
R =R = F /2=2612,7/2=1306,75 Н.
-реакції від дії сили муфти:
∑Мс=0; RДм=Fм(2∙а2+ І2)/2∙а2 =2381(2∙ 71+164)/( 2·71) =5131 Н.
∑Мд=0; -Rсм2∙а2 + Fм І =0, Rсм = Fм І /2·а2 =2381 ·164/2·71 =2750Н Виконуємо перевірку:
∑Yi= -Rсм + Rдм- Fм =-2750 +5131 - 2381=0 перевірка виконується. 7.1.4. Сумарні реакції опор:
Rс= + Rсм= +2750 = 4141 Н,
R = +Rдм= + 5131 = 6522 H. Подальший розрахунок проводимо на опорі Д як більше навантаженій . 7.2.5. Визначаємо еквівалентне навантаження:
Rе=U·RД∙Кб∙К ,
де: U - коефіцієнт; при обертанні внутрішнього кільця U=1,0;
Кб- коефіцієнт безпеки при постійному режимі роботи; за табл. 6.3.[2] приймаємо К =1,2;
Кт - температурний коефіцієнт; за табл. 6.4.[2] приймаємо Кт=1,0. Тоді:
Ре=1,0 ∙6522∙1,2∙1,0=7826 Н. 7.2.6.Необхідна динамічна вантажопідйомність підшипника:
C =Rе∙
де: L - необхідний ресурс роботи; за табл. 6.3.[2] приймаємо L =20·103год; α=3 - для шарикопідшипників.
Тоді C = 7828(60 ·50 ·20 ·10 /10 )1/з = 30646 Н.
Отже, C <С=43600Н, умова виконується. Остаточно приймаємо підшипник 211.
8. Перевірочний розрахунок веденого вала
8.1.Призначення матеріалу вала.
Призначаємо матеріал валу: сталь 45 ГОСТ 1050-88, термообробка - нормалізація. Границя міцності 570 МПа, твердість 190 В..
Визначаємо границю витривалості::
По напруженням згину:
По напруженням кручення:
8.2.Складаємо розрахункову схему вала (рис 9 ).
8.3.Визначаємо згинальні та крутні моменти і будуємо епюру згинальних та крутного моментів.
Із попередніх розрахунків:
8.3.1. Визначаємо згинальні моменти від сил в зачеплені.
Визначаємо згинальні моменти відносно характерних перерізів.
Вертикальна площина:
Горизонтальна площина:
8.3.2. Визначаємо згинальні моменти від дії консольного навантаження ( сили дії муфти ) , сили FM :
8.3.3. Визначаємо значення крутного момента.
. Крутний момент, що діє на вал, дорівнює обертальному моменту валу: .
по отриманим результатах згинальних моментів і величини крутного
моменту будуємо їх епюри. Рис 1,б,в,г ).
Рис. 9. Епюри згинальних і крутного моментів.
8. 4 Визначаємо небезпечний переріз.
.У відповідності з епюрами згинальних і крутного моментів встановлюємо небезпечні перерізи, які підлягають перевірочному розрахунку на втомленість.
Такими перерізами будуть перерізи під серединою зубчастого колеса та підшипником 4.
8. 5.Переріз А-А.
8.5.1.Визначаємо сумарний згинальний момент перерізу А-А.
Приймаємо, що момент від консольної сили FЦ в гіршому випадку співпадає по направленню з сумарним моментом від сил в зачепленні зубчастої передачі:
8.5.2.Осьовий момент опору перерізу валу з урахуванням шпоночного пазу.
Для вала з зубчастим колесом
За ГОСТ 23360-78 табл. 8.9. [5 ] ширина шпонкового пазу в=12мм, глибина пазу на валу
8.5.3.Полярний момент опору поперечного перерізу валу з урахуванням шпоночного пазу:
8.5.4.Амплітуда нормальних напружень вважаємо, що нормальні напруження згину змінюються по симетричному циклу:
8.5.5.Амплітуда дотичних напружень. Вважаємо, що вони змінюються по
пульсуючому циклу:
8.5.6. Визначаємо значення коефіцієнту зниження границі витривалості від концентрації напружень.
Концентрація напружень обумовлена шпоночним пазом і
встановленням зубчастого колеса на вал з натягом. Знаходимо
коефіцієнти зниження границі витривалості для кожного із
концентраторів напружень. За розрахункові приймаються ті
коефіцієнти, які мають більші значення. Коефіцієнт зниження
границі витривалості розраховуємо за формулами:
де і ефективні коефіцієнти концентрації напружень з урахуванням шпонкового пазу. Знаходимо за табл. 8.5 [5 ] для сталі при маємо
;
εσ,ετ – коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу за
табл. 8.8 [ 5 ] інтерполяцією приймаємо εσ =0,79.ετ =0,67.
КF – коефіцієнт впливу шорсткості поверхні: при Rа= 0,32-2,5 мкм ( стор.162[ 5 ] ).
приймаємо КF =1,07.
КV - коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення, приймаємо КV =1 ( при відсутності поверхневого зміцнення ).
Від установки колеса на валу з натягом коефіцієнт зниження межі витривалості в місцях напресовки колеса на вал знаходимо по відношенню.
За табл. 8.7 [ 1] при, приймаємо:
0,6*3,3+0,4=2,38
=(3,3+1,07-1)/1,0=3,37;
=(2,38+1,07-1)/1,0=2,45.
В подальших розрахунках використовуємо =2,7; =2,12.
8.5.7.Визначаємо коефіцієнт запасу витривалості по нормальним і дотичним напруженням.
8.5.8.Знаходимо коефіцієнт запасу міцності небезпечного перерізу А-А :
8.6.Переріз Б-Б.
8.6.1. Визначаємо значення коефіцієнту концентрації напружень.
.Концентрація напружень обумовлена посадкою внутрішнього кінця підшипника Д на валу з натягом. В перерізі з’являється згинальний момент МБ-Б=М4М=390,5 Нм і крутний момент Т2=362,9 Нм, dП2=55мм.
8.6.2. Осьовий момент опору перерізу вала:
8.6.3.Полярний момент опору перерізу вала:
8.6.4.Амплітуда нормальних напружень циклу:
8.6.5.Амплітуда дотичних напружень цикла:
8. 6.6. Визначаємо значення коефіцієнту зниження границі витривалості від концентрації напружень.
.Концентрація напружень зумовлена посадкою внутрішнього кінця
підшипника на валу з натягом при цьому коефіцієнті зниження границі
витривалості:
Знаходимо відношення ; для вала в місцях пре совки підшипника. За табл.8.7 [5 ] при dП2=55мм, в=570МПа та приймаємо =3,3 ; Кτ =0,6 +0,4=0,6*3,3+0,4=2,38.
Тоді:
=3,3+1,07-1=3,37;
=2,38+1,07-1=2,45.